Brevet FR3104657A1 — publié le 20210618

L’invention concerne un frein (1), destiné à chevaucher un disque de véhicule (2) d’axe d’orientation axiale (AX), comprenant une plaquette (4) s’étendant suivant une direction transversale (AY) qui est parallèle au plan du disque (2), et un actionneur comprenant un élément menant (16) se déplaçant suivant la direction axiale pour serrer la plaquette contre le disque, caractérisé en ce qu’il comporte un module d’auto-amplification de serrage (21) coopérant avec l’élément menant (16) et la plaquette (4), ce module d’auto-amplification comprenant au moins un levier (22, 23) incluant une première portion (24, 29) qui est en appui transversal contre la plaquette, et une seconde portion (27, 32) en appui axial contre l’élément menant (16), ce levier étant articulé entre les première et deuxième portions autour d’une tige (28, 33) pour pivoter quand l’actionneur électromécanique déplace la plaquette axialement. Figure pour l’abrégé : Fig.1 FREIN COMPRENANT UN ACTIONNEUR POUR PRESSER UNE PLAQUETTE CONTRE UN DISQUE DE FREINAGE ET UN MODULE D’AMPLICATION DE L’EFFORT PRESSEUR DEVELOPPÉ PAR L’ACTIONNEUR La présente invention se rapporte à un frein à disque pour véhicule automobile à conception auto-amplificatrice de serrage. ÉTAT DE LA TECHNIQUE ANTÉRIEURE Les véhicules sont en général équipés d’un système de freinage dans lequel des plaquettes de frein, portant une garniture de friction, sont serrées contre une surface tournante liée en rotation à la roue du véhicule de manière à dissiper l’énergie cinétique du véhicule par échauffement et abrasion de la garniture. La force de freinage, ou effort tangentiel de frottement notée F B , est proportionnelle à la force de serrage F N déployée de la plaquette contre le disque, selon l’expression de la loi dite de Coulomb : , avec μ appelé coefficient de frottement de la garniture de frein. Dans un frein à disque de type électromécanique, le déplacement et la montée en charge de la plaquette contre un disque de freinage, constituant la surface tournante à freiner, sont assurés par un actionneur électromécanique. Cet actionneur électromécanique comprend un moteur électrique et un convertisseur mécanique qui convertit la rotation du moteur en une translation de la plaquette. La force de serrage F N correspond ainsi à la force d’actionnement générée par l’actionneur. En pratique, l’une des difficultés associées à l’utilisation d’un actionneur électromécanique réside dans la nécessité de convertir une vitesse rotation élevée associée à un faible couple du moteur électrique, en un faible déplacement avec un effort suffisant. Cette particularité impose de prévoir un module de réduction/conversion à engrenages qui est accouplé au moteur électrique. Il en résulte un frein massif qui présente un cout de production important, tout en étant assujetti à une problématique d’intégration au regard de l’encombrement disponible dans le véhicule. Pour résoudre ces inconvénients, il a été proposé différentes architectures, dites à auto-amplification ou auto-énergisante, permettant de prélever et utiliser avantageusement l’effort de frottement généré par la force d’actionnement de l’actionneur pour amplifier la force de serrage et donc de freinage. L’obtention d’un effort de freinage identique au moyen d’un motoréducteur, dit de l’association du moteur électrique et du module de réduction, qui est sous-dimensionné par rapport à celui d’un frein conventionnel est ainsi rendu possible. Cependant, les solutions proposées ne sont généralement pas exploitées du fait qu’elles requirent l’introduction d’un grand nombre de composants augmentant le risque de disfonctionnement, d’une masse importante qui ne permet plus de justifier d’un gain réel, ou encore souffrent d’instabilité pouvant conduire à un blocage involontaire de la roue du véhicule. L'invention a pour but de proposer un frein à disque à module d’auto-amplification de serrage qui présente une structure simple et permet de conserver la maitrise du freinage, justifiant ainsi son investissement. A cet effet, l’invention a pour objet un frein, destiné à chevaucher un disque de véhicule d’axe d’orientation axiale, comprenant au moins une plaquette s’étendant suivant une direction transversale qui est parallèle au plan du disque, et un actionneur comprenant un élément menant se déplaçant suivant la direction axiale pour serrer la plaquette contre le disque, caractérisé en ce qu’il comporte un module d’auto-amplification de serrage coopérant avec l’élément menant et la plaquette, ce module d’auto-amplification comprenant au moins un levier incluant une première portion qui est en appui transversal contre la plaquette, et une seconde portion en appui axial contre l’élément menant, ledit au moins un levier étant articulé entre les première et deuxième portions autour d’un axe de pivotement pour pivoter quand l’actionneur électromécanique déplace la plaquette axialement. Avec cette solution, le frottement de la plaquette sur le disque est reconduit en un effort presseur qui amplifie la force de serrage générée par le frein, via le levier qui est de construction et d’intégration simple dans le frein. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel la plaquette comporte un support qui porte une garniture de friction orientée axialement vers le disque, et dans lequel la première portion du levier est en appui contre une extrémité transversale du support. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel l’extrémité transversale du support forme un arrondi et la première portion dudit au moins un levier forme, à son interface avec cette extrémité transversale, une piste de glissement qui est incurvée. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel l’actionneur est un actionneur électromécanique comprenant un moteur électrique et un convertisseur de mouvement, le convertisseur de mouvement comprenant un écrou et une vis, l’écrou étant l’élément menant qui est fixe en rotation en étant porté par la vis, la vis étant fixe en en translation et entrainée en rotation par le moteur électrique. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel la seconde portion dudit au moins un levier forme un bossage à son interface avec l’écrou. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel la plaquette présente un coefficient de frottement, et dans lequel le produit du coefficient de frottement par un facteur de dimensionnement dudit au moins un levier est inférieur à 0,5, ce facteur correspondant au ratio d’une distance, mesurée entre l’axe de pivotement et l’interface entre ledit au moins un levier et la plaquette, sur une distance mesurée entre l’axe de pivotement et l’interface entre ledit au moins un levier et l’élément menant. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel la plaquette présente un coefficient de frottement inférieur à 0,8, et dans lequel une distance mesurée entre l’axe de pivotement et l’interface entre ledit au moins un levier et la plaquette, est inférieure à 0,625 fois une distance mesurée entre l’axe de pivotement et l’interface entre ledit au moins un levier et l’élément menant. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel la plaquette présente un coefficient de frottement compris entre à 0,2 et 0,5, et dans lequel une distance mesurée entre l’axe de pivotement et l’interface entre ledit au moins un levier et la plaquette, est inférieure à une distance mesurée entre l’axe de pivotement et l’interface entre ledit au moins un levier et l’élément menant. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel le module d’auto-amplification comprend deux leviers. L’invention concerne également un frein ainsi défini, caractérisé en ce qu’il comprend une chape portant la plaquette et un étrier qui est mobile en translation par rapport à la chape par le biais d’une première et d’une seconde colonnette axiale fixée à l’étrier et s’engageant dans un alésage correspondant de la chape. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel l’axe de pivotement est formé par une tige s’étendant suivant une direction verticale, perpendiculaire aux directions axiale et transversale, en étant maintenue à l’étrier en étant traversée par une colonnette. L’invention concerne également un frein ainsi défini, dans lequel la garniture de friction est fixé à un socle qui s’engage par complémentarité de forme dans une rainure est formée dans le support de plaquette. L’invention concerne également un frein ainsi défini, caractérisé en ce qu’il est un frein à disque à étrier flottant comprenant deux plaquettes dont une seule coopère avec l’actionneur électromécanique et le module d’auto-amplification de serrage. L’invention concerne également un frein ainsi défini, caractérisé en ce qu’il est un frein à disque à étrier fixe comprenant deux plaquettes, deux actionneurs électromécanique et deux modules d’auto-amplification de serrage, chaque plaquette coopérant avec un actionneur électromécanique et un module d’auto-amplification de serrage distincts. est une vue en perspective d’un frein à disque équipé d’un module d’auto-amplification de serrage selon l’invention est une vue de détail d’un module d’auto-amplification de serrage coopérant avec une plaquette et un actionneur pressant la plaquette dans une position rétractée. est une vue de détail d’un module d’auto-amplification de serrage coopérant avec une plaquette et un actionneur pressant la plaquette dans une position de freinage. est un graphique illustrant le gain en serrage associé à la présence du module d’auto-amplification de serrage selon l’invention, en fonction de l’évolution du coefficient de frottement. est une vue en perspective d’un module d’auto-amplification de serrage coopérant avec une plaquette et un actionneur, et dont la plaquette comporte une garniture amovible selon l’invention. EXPOSÉ DÉTAILLÉ DE MODES DE RÉALISATION PARTICULIERS Un frein à disque 1 selon l’invention, représenté sur la figure 1, chevauche un disque de freinage 2 rigidement solidaire en rotation à un essieu de véhicule. Il comporte une chape 3 fixe, une paire de plaquettes 4 et 6 portées par la chape de part et d’autre du disque 2 en étant mobiles en translation suivant une direction axiale AX qui est perpendiculaire au plan de ce disque 2. Le frein 1 comporte également un étrier 7 flottant et un actionneur électromécanique pour presser les plaquettes contre le disque 2. Plus particulièrement, l’étrier 7 est monté coulissant suivant la direction axiale AX par rapport à la chape 3 par l’intermédiaire d’une première et une seconde colonnettes 8 et 9 axiales dont chacune comporte respectivement une extrémité 10, 11 fixée à l’étrier et un tronçon de guidage 12, 13 prévu pour s’engager dans un alésage correspondant de la chape 3. L’actionneur électromécanique comprend un moteur électrique et un convertisseur de mouvement 14 du type vis-écrou situé à mi-distance des colonnettes 8 et 9 dans l’étrier 7. Ce convertisseur de mouvement 14 comporte un écrou 16 et une vis 17 entraînée en rotation par le moteur électrique, directement ou indirectement par l’intermédiaire d’un système de transmission assurant une démultiplication de la vitesse de rotation mesurée en sortie du moteur. La vis 17, de direction axiale, comprend un filetage mâle qui coopère avec un filetage femelle de l’écrou 16, cet écrou entourant la vis. En particulier, la vis 17 est fixe en translation tandis que l’écrou, de forme parallélépipédique dans l’exemple des figures, est bloqué en rotation et libre de translater selon AX. L’écrou 16 est prévu pour accompagner dans son déplacement la plaquette 4 qui se situe dans son prolongement axial, cette plaquette 4 portant la dénomination usuelle de plaquette intérieure, par opposition avec l’autre plaquette 6 dite extérieure étant située de l’autre côté du disque 2 de celui où se situe le convertisseur 14. Plus spécifiquement, la plaquette intérieure 4 s’étend suivant une direction transversale notée AY, tangentielle au disque 2, et comprend un support 4a auquel est fixée une garniture de friction 4b orientée axialement vers le disque 2. Le support 4a présente notamment une face axiale 19 qui est opposée à la garniture 4b et sur laquelle est en appui l’écrou 16 pour presser cette garniture 4b contre le disque 2. La plaquette extérieure 6, s’étend de la même manière suivant AY, en comprenant un support 6a, à titre non limitatif maintenu à l’étrier 7, qui porte une garniture de friction 6b orientée vers le disque 2. En situation de freinage, le moteur électrique entraine en rotation la vis 17 selon un sens de rotation noté R, qui entraine simultanément en translation l’écrou 16 vers le disque 2 en emportant la plaquette intérieure 4. Une fois la garniture 4b de la plaquette intérieure 4 en contact avec le disque 2, l’étrier 7 coulisse par réaction de manière à ce que la garniture 6b de la plaquette extérieure 6 arrive également en butée contre le disque 2, le moteur électrique continuant d’entrainer en rotation la vis 17. Une fois les deux plaquettes en butée, la rotation du moteur crée une force dite d’actionnement induisant le serrage progressif des deux plaquettes contre le disque. L’invention intègre un module d’auto-amplification de serrage 21, qui permet d’utiliser le frottement de la garniture de friction 4b de la plaquette intérieure 4 contre le disque 2 pour ajouter une composante de serrage supplémentaire à celle créée par la force d’actionnement de l’actionneur électromécanique. Ce module d’auto-amplification de serrage 21 comporte un premier et un second levier 22 et 23 distincts et localisés chacun au niveau d’un côté transversal de la plaquette intérieure 4, à iso-distance de la vis 17 qui est centrée axialement sur la plaquette. Le premier levier 22 est un élément volumique arqué se présentant globalement sous la forme d’un C qui est ouvert sur le support 4a de plaquette intérieure 4 et sur l’écrou 16 pour les ceinturer au niveau de portions d’extrémité du C. Plus précisément, il comprend une première portion d’extrémité 24 en appui tangentiel contre une première extrémité transversale 26 du support 4a de plaquette intérieure 4, et une seconde portion d’extrémité 27 en appui axial contre la face axiale, notée 25, de l’écrou qui est opposée à la face 19 en appui contre le support de plaquette. Ce premier levier 22 est articulé dans sa région centrale, c’est-à-dire dans une zone entre les première et seconde portions d’extrémité, autour d’une tige 28 qui est fixe par rapport à l’étrier 7 et formant axe de pivotement de direction verticale AZ, perpendiculaire aux directions axiale et transversale AX et AY. Cette tige 28 est décalée transversalement par rapport à la plaquette intérieure 4. Avec cet arrangement, le premier levier pivote lors d’une translation de l’ensemble formé de la plaquette intérieure 4 et de l’écrou 16, en n’entravant ainsi pas leur mouvement. Le second levier 23 est un élément volumique arqué qui présente une morphologie miroir à celle du premier levier 22 par rapport à l’étendue axiale de la vis 17. De manière analogue, il comprend une première portion d’extrémité 29 en appui contre une seconde extrémité transversale 31 du support 4a de plaquette, cette seconde extrémité transversale 31 de support 4a étant plus proche du second levier 23 que du premier levier 22. Une seconde portion d’extrémité 32 du second levier est en appui contre la face axiale de l’écrou opposée à celle en appui contre le support de plaquette 4a. Ce second levier 23 est traversé dans sa région centrale par une tige 33 qui est fixe par rapport à l’étrier 7 et formant axe de pivotement du second levier 23. Cette tige 33 est décalée transversalement par rapport à la plaquette intérieure 4, de manière à pouvoir tourner lorsque l’ensemble formé de cette plaquette et de l’écrou 16 se déplace axialement. Aussi, ce second levier 23 est décalé le long de la direction AZ par rapport au premier levier 22 de part et d’autre de la vis 17 par commodité, de manière à ce qu’ils ne rentrent pas en collision. Dans l’exemple de la figure 1, la tige 28 est traversée par la première colonnette 8, et de la même manière la tige 33 est traversée par la seconde colonnette 9, ce qui permet un maintien efficace de ces tiges sur l’étrier sans requérir une fixation supplémentaire, mais il est entendu que l’invention n’est pas limitée à cet arrangement particulier. Comme visible plus en détail sur l’exemple des figures 2 et 3, la première extrémité transversale 26 du support 4a forme un arrondi, autrement dit un congé, et complémentairement, la première portion d’extrémité 24 du premier levier forme une piste de glissement incurvée, repérée par 34. Cette géométrie particulière est établie au regard de la trajectoire en arc de cercle, repérée par C1, empruntée par le premier levier 22 dans son pivotement lorsque la plaquette intérieure 4 s’avance ou s’écarte vers le disque 2. La première extrémité transversale 26 et la piste de glissement 34 se contactent dans la direction de leur épaisseur verticale suivant AZ. De la même manière, la seconde extrémité transversale 31 du support 4a forme un arrondi qui coopère avec une piste de glissement incurvée 34 formée au niveau du second levier 23. Le profil de l’arrondi et de la piste de glissement sont établis au regard de la trajectoire de pivotement, repéré par C2, que suit le second levier. Cette coopération de forme entre la plaquette intérieure 4 et les leviers au niveau de leur interface, c’est-à-dire entre l’extrémité transversale de support et la piste de glissement du levier en appui contre cette extrémité transversale, assure une maitrise du contact quel que soit l’état d’avancement de cette plaquette 4 par rapport au disque 2. La longueur de piste de glissement est notamment définie pour conserver un contact avec l’extrémité transversale de support quel que soit l’état d’usure de la garniture, cette usure tendant à ce que le support 4a de plaquette s’avance davantage vers le disque 2 pour le la garniture se retrouve en appui contre ce dernier. Dans l’exemple des figures, les tiges 28 et 33 s’étendent suivant AZ, et complémentairement, les pistes de glissement 34, 35 et les extrémités transversales 26, 31 du support 4a s’étendent dans un plan vertical, suivant AZ, de manière à conserver deux à deux un contact linéique, c’est-à-dire le long de leur épaisseur suivant AZ quelle que soit l’avancement. Cependant l’invention n’est pas limitée à cette architecture particulière et permet notamment une orientation en biais des tiges 28 et 33, c’est-à-dire avec leur axe de pivotement ayant une composante suivant l’axe AZ, en réponse par exemple à une problématique particulière d’encombrement des leviers. Le profil des pistes de glissement et des extrémités transversales de support sera préférentiellement modifié en conséquence de la nouvelle trajectoire de pivotement prise par les leviers, de manière à s’assurer d’un contact linéique, ou du moins un contact ponctuel. La piste de glissement 34 est notamment bornée par une excroissance 36 du premier levier 22 qui forme une butée au niveau de laquelle la première extrémité transversale 26 du support 4a se trouve en appui lorsque la plaquette se situe dans une position dite entièrement rétractée, comme représenté sur la figure 2. Cette position entièrement rétractée marque la plus grande distance possible définie entre la garniture de friction 4b et le disque 2. Cette excroissance 36 permet en outre de s’assurer que la première extrémité transversale 26 du support 4a ne puisse pas quitter la piste de glissement 34. De la même manière, la piste de glissement 35 du second levier est bornée par une excroissance 37 formant butée au niveau de laquelle la seconde extrémité transversale 31 du support 4a est en appui lorsque la plaquette intérieure 4 se situe dans la position entièrement rétractée. Afin de conserver une maitrise du contact à l’interface entre le premier levier 22 et l’écrou 16, quel que soit l’état d’avancement de ce dernier par rapport au disque 2, la seconde portion d’extrémité 27 comporte un bossage 38. De manière analogue, la seconde portion d’extrémité 32 du second levier 23 comporte un bossage 39. Ces bossages 38 et 39 sont dimensionnés de manière à qu’ils constituent chacun la seule partie du levier associé qui est en appui sur la face axiale 25 de l’écrou 16. La dynamique de serrage associée à la plaquette intérieure 4 va être expliquée avec le disque 2 de véhicule tournant dans un sens S allant du second levier 23 vers le premier levier 22 dans une vue axiale depuis cette plaquette, comme représenté sur les figures 2 et 3. Lors d’une commande de freinage, l’écrou 16 déplace la plaquette intérieure 4 vers le disque sous l’effet de la rotation R de la vis induite par le moteur électrique. Simultanément, les premier et second leviers 22 et 23 pivotent, avec les première et seconde extrémités tangentielles du support 4a glissant le long des pistes de glissement 34, 35. Une fois la plaquette intérieure 4 en butée contre le disque 2, le déplacement de l’ensemble formé par l’écrou et la plaquette intérieure 4 se mue en la force d’actionnement F A générée sous l’effet de la rotation du moteur électrique, cette force d’actionnement F A étant dirigée axialement vers le disque 2. Elle équivaut à ce stade à la force de serrage notée F N exercée sur le disque 2, à savoir , comme dans le cas d’un frein conventionnel. Dans le même temps, et conformément à la loi de Coulomb, cette force de serrage F N induit sur le disque 2 une force transversale de frottement F B , ou de freinage, allant à l’encontre de la rotation S. Cette force de frottement F B s’exprime comme le produit de la force de serrage F N par le coefficient de frottement de la garniture de frein noté μ, c’est-à-dire avec . Par réaction, cette force de frottement F B s’applique à la plaquette et tend à la déplacer dans le sens de rotation S du disque 2 au point de frottement. Du fait que le premier levier 22 est en appui à la fois transversalement contre le support de plaquette 4a et axialement contre l’écrou 16, il s’oppose au déplacement transversal de la plaquette 4. La force de frottement F B transite alors le long de celui-ci pour former un effort presseur noté F P qui est appliqué sur l’écrou 16 via le bossage 38 du premier levier 22 et qui est dirigée vers le disque 2. Cet effort presseur F P est proportionnel à la force de frottement, avec , où X est un facteur intimement lié à la géométrie du premier levier 22. Plus précisément, X correspond au ratio de la distance L1 mesurée entre l’axe de pivotement et le point d’appui de la première extrémité transversale 26 du support 4a sur la première portion d’extrémité 24, sur la distance L2 mesurée entre l’axe de pivotement et le point d’appui du bossage 38 sur l’écrou 16 : . Les distances L1 et L2 sont communément appelées bras de levier. De direction et d’orientation identiques à celles de la force d’actionnement F A , cet effort presseur F P soulage la force d’actionnement F A , autrement dit s’additionne à la force d’actionnement F A dans la nouvelle expression du serrage notée F N +1 , soit : . Cette force de serrage F N+1 , ainsi augmentée par rapport à F N, génère de la même manière une force de frottement F B+1 supérieure à F B , avec selon la loi de Coulomb. A son tour cette force de frottement F B+1 transite par réaction dans le levier 22 pour générer un effort presseur additionnel , avec . Cet effort presseur induit un serrage encore supérieur à F N+1, noté F N+2, qui génère alors une force de freinage F B+2 qui est supérieure à F B+1 , et ainsi de suite ; ce cycle se répétant théoriquement de manière infinie. L’augmentation de la force de serrage F N et de la force de frottement F B induite par le module d’auto-amplification 21 a été expliquée par itération à des fins de compréhension, avec F N se transformant en F N+1 puis en F N+2 et F B se transformant en F B+1 puis en F B+2 , mais il est entendu que ce phénomène d’amplification s’effectue dans le même temps. Concrètement, la force de serrage F N est interprétée comme une boucle algébrique s’écrivant mathématiquement à la manière d’une série infinie, avec : Le module de serrage 21 selon l’invention permet ainsi d’augmenter le serrage de la plaquette intérieure 4 qu’il équipe, avec une architecture à levier articulé qui est simple de fabrication et d’intégration au sein du frein 1, puisqu’il ne requiert pas de modifier l’architecture de base d’un tel frein. La dynamique de serrage a été expliquée dans le cas du disque tournant suivant le sens de rotation noté S en référence aux figures 2 et 3, à savoir depuis la plaquette intérieure 4 vers le premier levier 22, vu du frein 1. Dans cette situation, seul le premier levier est travaillant pour générer l’effort presseur, autrement dit est sollicité par la plaquette intérieure 4 du fait du frottement qui la presse contre celui-ci. Il est compris que dans le cas inverse, c’est-à-dire lorsque le disque 2 tourne dans le sens contraire à S, le premier levier est inactif tandis que le second levier est travaillant, celui-ci s’opposant au déplacement transversal de la plaquette en faisant transiter l’effort de frottement de direction transversale vers l’écrou suivant la direction axiale. Concrètement, la disposition du premier et du second leviers, s’étendant transversalement de part et d’autre de la plaquette 4a, permet au module d’auto-amplification de serrage 21 d’être actif quel que soit le sens de rotation du disque, autrement dit quel que soit le sens de déplacement du véhicule équipé du frein. Un des leviers agit lorsque le véhicule est en marche avant, tandis que l’autre levier agit lorsque le véhicule est en marche arrière. Afin de conserver la maitrise du véhicule équipé d’un tel frein 1, l’invention prévoit que le résultat du produit soit inférieur à 1, et plus précisément inférieur à 0,5. Le produit doit être inférieur à 1 de manière à ce que l’expression de la force du serrage de la plaquette intérieure 4 contre le disque 2, s’écrivant à la manière d’une série infinie, converge vers une valeur finie, avec : Dans le cas contraire, à savoir si le produit est supérieur à 1, l’expression de la force de freinage ne converge pas vers une valeur finie et s’ensuit l’obtention d’une force de serrage F N infiniment grande pour une valeur de force d’actionnement F A infiniment petite. Cet aspect se traduit par un blocage instantané du disque, et plus généralement de l’essieu du véhicule, dès qu’une commande de freinage est initiée, et ce même si le conducteur du véhicule vise seulement à abaisser légèrement la vitesse du véhicule. Aussi, lors d’une commande de dé-freinage, le moteur électrique entraîne en rotation la vis 17 dans le sens inverse à la rotation R prévue pour entrainer l’écrou 16 vers le disque 2. A cet effet, il s’agit que la force d’actionnement F A, orientée à ce stade dans le sens opposé à l’effort presseur F P déjà établi , soit capable de vaincre cet effort presseur F P , sans quoi la garniture 4b de plaquette intérieure 4 reste maintenue au disque 2. Autrement dit, la force d’actionnement F A doit être supérieure à l’effort presseur F P . Cette condition est respectée quand le produit est inférieur à 0,5, en remplaçant l’effort presseur F P par son expression selon F A dans l’équation : Le dimensionnement du premier et du second levier 22 et 23, incluant notamment l’emplacement de la tige autour de laquelle ils s’articulent, détermine la valeur du facteur X et donc du produit pour un coefficient de frottement donné. La valeur du coefficient de frottement μ dépend principalement du matériau choisi pour former la garniture de friction 4b, mais également d’autres paramètres liés aux conditions de fonctionnement, comme le serrage, la vitesse de rotation du disque, de l’hygrométrie ou encore de la température qui font chuter sa valeur. Le dimensionnement des leviers peut être réalisé en prenant en considération la valeur de coefficient de frottement la plus élevée trouvée dans le commerce, de l’ordre de 0,8 sans abattement lié aux conditions de fonctionnement. Avec cette solution, le frein 1 selon l’invention assure à son utilisateur un libre choix de garnitures de plaquette. Pour conserver la maitrise du véhicule, c’est-à-dire en s’assurant que le produit reste inférieur à 0,5, il s’agit que la distance L1 soit inférieure à 0,625 fois la distance L2 dans le cas d’une utilisation d’une plaquette présentant un coefficient de frottement inférieur ou égal à 0,8. Cette solution permet notamment de prévoir des leviers 22 et 23 d’encombrement le plus faible possible. En variante, le dimensionnement des leviers, peut être réalisé en considérant à l’inverse un coefficient de frottement μ plus faible. Ce choix vise à rendre l’ambiance acoustique au sein de l’habitacle du véhicule plus soignée en limitant le phénomène de crissement correspondant à l’émission d’un bruit strident et particulièrement désagréable lors du freinage. En effet, il a été identifié que le coefficient de frottement constitue le paramètre le plus influent sur ce bruit de crissement : plus ce coefficient de frottement augmente, et plus la propension au crissement est forte. Pour un coefficient compris entre 0,2 et 0,5, il s’agit alors que la distance L1 soit inférieure à la distance L2 pour s’assurer que le produit reste inférieur à 0,5. A iso-performances du frein 1 selon l’invention, il s’agit donc d’augmenter le ratio X, à savoir de rendre davantage supérieure la distance L1 par rapport à la distance L2, pour une utilisation de garniture de frein avec un coefficient de frottement inférieur. Le ratio de la force de serrage F N sur la force d’actionnement F A correspond au gain effectif obtenu avec le frein 1 selon l’invention, par rapport à une architecture conventionnelle de frein, entendu que sans module d’auto-amplification de serrage 21. Ce gain s’exprime : Ce gain évolue suivant une courbe croissante en fonction de la valeur du coefficient de frottement μ, à iso-facteur X, comme visible sur la figure 4. Aussi, étant donné que le résultat du produit est prévu inférieur à 0,5, il s’ensuit que ce gain est limité à une valeur égale à 2. La dynamique de freinage a été expliquée indépendamment de la plaquette extérieure 6. En pratique, la force de serrage agit de la même manière sur les deux côtés du disque 2 sous l’effet du coulissement de l’étrier 7 qui est flottant. Cela signifie qu’un facteur 2 doit être associé à la force de serrage pour le frein 1 pris dans son ensemble, à savoir : Le coefficient de frottement μ est l'un des paramètres les plus significatifs du frein puisqu'il détermine l'ampleur du freinage, avec conformément à la loi de Coulomb. Cependant, la valeur du coefficient de frottement μ est susceptible de se modifier en fonction des conditions spécifiques de fonctionnement du système de freinage. Dans le cas du frein 1 selon l’invention, le coefficient de frottement μ est évaluable car la force de frottement F B a un retour direct sur la force d’actionnement F A générée par l’actionneur électromécanique. Cette force d’actionnement F A est notamment déterminable via une mesure d’intensité de courant électrique aux bornes du moteur électrique. Il devient alors possible d’ajuster la force d’actionnement F A en fonction de la valeur du coefficient de frottement μ en temps réel, de manière à générer une force de freinage F B au juste besoin, quelles que soient les conditions de fonctionnement du frein. Dans le cas contraire, c’est-à-dire avec les systèmes de frein conventionnels dépourvu d’un tel module d’auto-amplification 21 selon l’invention, la force de freinage par friction n’a pas d’effet en retour sur la force de serrage F N , la force de serrage F N étant égale directement à la force d’actionnement F A . Le coefficient de frottement μ ne peut donc pas être déterminé, ce qui conduit classiquement à surdimensionner l’actionneur électromécanique pour également pallier à l’affaiblissement attendu du coefficient de frottement. Comme visible sur la figure 5, la garniture de friction 4b de la plaquette intérieure 4, selon une variante de l’invention, est rigidement fixée à un socle 4c pour former un ensemble amovible pouvant être engagé ou désengagé du support de plaquette 4a. Plus précisément, une rainure 4d traverse suivant AZ le support de plaquette 4a en étant ouverte axialement vers le disque 2. Le socle 4c présente un contour qui correspond au positif de la rainure 4d, de manière à ce que le socle 4c s’engage dans cette rainure 4d par complémentarité de forme. Avec cet arrangement, le changement de la garniture 4b, lorsque celle-ci est entièrement usée au fur et à mesure des cycles de freinage/dé-freinage, ne requiert pas de changer également le support de plaquette 4a qui reste enserré entre l’écrou 16 et les leviers 22 et 23. Le changement de garniture de friction s’en trouve plus aisé et moins couteux que dans le cas d’une garniture non amovible du support de plaquette, ce support de plaquette présentant une forme particulière pour coopérer de façon optimale avec les leviers. Cette solution est applicable également dans le cas de la plaquette extérieure 6, de manière à pouvoir former un kit de remplacement comprenant une paire d’ensembles amovibles incluant chacun une garniture 4b, 6b et un socle 4c, 6c. Dans l’exemple illustré du module d’auto-amplification de serrage 21, les premier et second leviers 22 et 23 présentent une structure identique avec une disposition miroir, les tiges autour desquelles ils tournent étant situées en vis-à-vis l’une de l’autre suivant la direction transversale AY et à iso-distance de la plaquette intérieure 4. Cet arrangement est adapté pour fournir un gain en serrage qui est équivalent pour les deux sens de rotation du disque 2, autrement dit pour conférer au véhicule un potentiel de freinage identique en marche avant comme en marche arrière. Cependant, l’invention n’est pas limitée à cet arrangement particulier et permet une asymétrie/dissymétrie des leviers. A titre d’exemple, un levier peut être surdimensionné par rapport à l’autre, présenter un ratio X différent, et/ou que la tige au niveau de laquelle il est articulé soit décalée axialement ou transversalement par rapport à celle de l’autre levier. En pratique, entendu que la vitesse maximale en marche avant du véhicule est classiquement supérieure à celle en marche arrière, il est souhaité que le levier sollicité en cas de freinage en marche avant fournisse un gain en serrage supérieur et soit surdimensionné en conséquence pour supporter les efforts. Aussi, l’invention ne se limite pas à un module d’auto-amplification de serrage 21 incluant une paire de leviers 22 et 23, mais peut comprendre un seul des deux leviers, préférentiellement celui associé à la marche avant. Le module d’auto-amplification de serrage 21 a également été décrit dans le cas d’un frein à disque à étrier flottant comme dans l’exemple de la figure 1. Cependant, un tel module d’auto-amplification de serrage 21 trouve également son application dans d’autre types de frein à disque. A titre d’exemple, l’invention peut être applicable à un frein à disque à étrier fixe, dans lequel deux modules d’auto-amplification de serrage 21 sont prévus de part et d’autre du disque pour amplifier chacun le serrage d’une plaquette déplacée sélectivement par un actionneur électromécanique. Enfin, dans l’exemple des figures, le déplacement de l’écrou 16 entraine celui de la plaquette, avec un mouvement de rotation de la vis 17 se transformant en mouvement de translation pour l'écrou 16. Il est entendu que l’invention n’est pas limitée à cet arrangement, et permet tout type d’architecture d’actionneur dès lors qu’il existe un élément menant qui est en appui axial, directement ou indirectement, contre la plaquette pour l’emmener dans son mouvement suivant la directement axiale. A titre d’exemple, l’actionneur peut être de nature électromécanique en présentant un arrangement inverse de son convertisseur de mouvement à celui présenté, à savoir dans lequel un mouvement de rotation de l’écrou, entraîné en rotation par le moteur électrique, se transforme en un mouvement de translation de la vis, formant l’élément menant, pour déplacer la plaquette associé. De même; l’invention n’est pas limitée à la nature électromécanique de l’actionneur. Celle-ci trouver son application dans un frein dont l’actionneur est de la nature différente, par exemple de nature hydraulique en comprenant un piston opérant un déplacement axial pour déplacer la plaquette. Concrètement, l’élément menant, contre lequel la seconde portion 27, 32 du levier est en appui axial, peut correspondre au piston lui-même ou encore à un organe de liaison entre ce piston et la plaquette. NOMENCLATURE 1 frein 2 disque de freinage 3 chape 4, 6 plaquette 4a, 6a support de plaquette 4b, 6b garniture de friction 4c socle de garniture 4d rainure du support de plaquette 7 étrier 8, 9 colonnette 10, 11 extrémité fixe de colonnette 12, 13 tronçon de guidage de colonnette 14 convertisseur de mouvement 16 écrou 17 vis 19 face axiale de support 4a 21 module d’auto-amplification de serrage 22, 23 levier 24, 29 première portion d’extrémité de levier 25 face axiale d’écrou 16 26, 31 extrémité transversale de support 27, 32 seconde portion d’extrémité de levier 28, 33 tige de pivotement de levier 34, 35 piste de glissement 36, 37 excroissance de levier 38, 39 bossage d’appui FA force d’actionnement FB force de freinage/frottement FN force de serrage FP effort presseur AX direction axiale AY direction transversale AZ direction verticale R sens de rotation de la vis 17 pour freinage S sens de rotation du disque 2 C1, C2 trajectoire de pivotement de levier Frein (1), destiné à chevaucher un disque de véhicule (2) d’axe d’orientation axiale (AX), comprenant au moins une plaquette (4) s’étendant suivant une direction transversale (AY) qui est parallèle au plan du disque (2), et un actionneur comprenant un élément menant (16) se déplaçant suivant la direction axiale pour serrer la plaquette contre le disque, caractérisé en ce qu’il comporte un module d’auto-amplification de serrage (21) coopérant avec l’élément menant (16) et la plaquette (4), ce module d’auto-amplification comprenant au moins un levier (22, 23) incluant une première portion (24, 29) qui est en appui transversal contre la plaquette, et une seconde portion (27, 32) en appui axial contre l’élément menant (16), ledit au moins un levier étant articulé entre les première et deuxième portions autour d’un axe de pivotement (28, 33) pour pivoter quand l’actionneur électromécanique déplace la plaquette axialement. Frein (1) selon la revendication 1, dans lequel la plaquette (4) comporte un support (4a) qui porte une garniture de friction (4b) orientée axialement vers le disque (2), et dans lequel la première portion (24, 29) du levier (22, 23) est en appui contre une extrémité transversale (26, 31) du support. Frein (1) selon la revendication 2, dans lequel l’extrémité transversale (26, 31) du support (4a) forme un arrondi et la première portion (24, 29) dudit au moins un levier (22, 23) forme, à son interface avec cette extrémité transversale (26, 31), une piste de glissement (34, 35) qui est incurvée. Frein (1) selon la revendication 1, dans lequel l’actionneur est un actionneur électromécanique comprenant un moteur électrique et un convertisseur de mouvement (14), le convertisseur de mouvement (14) comprenant un écrou (16) et une vis (17), l’écrou (16) étant l’élément menant qui est fixe en rotation en étant porté par la vis (17), la vis (17) étant fixe en en translation et entrainée en rotation par le moteur électrique. Frein (1) selon la revendication 4, dans lequel la seconde portion (27, 32) dudit au moins un levier forme un bossage (38, 39) à son interface avec l’écrou (16). Frein (1) selon la revendication 1, dans lequel la plaquette présente un coefficient de frottement (μ), et dans lequel le produit du coefficient de frottement (μ) par un facteur de dimensionnement (X) dudit au moins un levier est inférieur à 0,5, ce facteur (X) correspondant au ratio d’une distance (L1), mesurée entre l’axe de pivotement (28, 33) et l’interface entre ledit au moins un levier et la plaquette, sur une distance (L2) mesurée entre l’axe de pivotement (28, 33) et l’interface entre ledit au moins un levier et l’élément menant (16). Frein (1) selon la revendication 6, dans lequel la plaquette présente un coefficient de frottement (μ) inférieur à 0,8, et dans lequel une distance (L1) mesurée entre l’axe de pivotement (28, 33) et l’interface entre ledit au moins un levier et la plaquette, est inférieure à 0,625 fois une distance (L2) mesurée entre l’axe de pivotement (28, 33) et l’interface entre ledit au moins un levier et l’élément menant (16). Frein (1) selon la revendication 6, dans lequel la plaquette présente un coefficient de frottement (μ) compris entre à 0,2 et 0,5, et dans lequel une distance (L1) mesurée entre l’axe de pivotement (28, 33) et l’interface entre ledit au moins un levier et la plaquette, est inférieure à une distance (L2) mesurée entre l’axe de pivotement (28, 33) et l’interface entre ledit au moins un levier et l’élément menant (16). Frein (1) selon l’une des revendications précédentes, dans lequel le module d’auto-amplification comprend deux leviers (22, 23). Frein (1) selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu’il comprend une chape (3) portant la plaquette (4) et un étrier (7) qui est mobile en translation par rapport à la chape (3) par le biais d’une première et d’une seconde colonnette (8, 9) axiale fixée à l’étrier et s’engageant dans un alésage correspondant de la chape (3). Frein (1) selon la revendication 7, dans lequel l’axe de pivotement est formé par une tige (28, 33) s’étendant suivant une direction verticale (AZ), perpendiculaire aux directions axiale et transversale, en étant maintenue à l’étrier (7) en étant traversée par une colonnette. Frein (1) selon la revendication 2, dans lequel la garniture de friction (4b) est fixé à un socle (4c) qui s’engage par complémentarité de forme dans une rainure (4d) est formée dans le support de plaquette (4a). Frein (1) selon l’une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu’il est un frein à disque à étrier flottant comprenant deux plaquettes (4, 6) dont une seule coopère avec l’actionneur électromécanique et le module d’auto-amplification de serrage (21). Frein (1) selon l’une des revendications 1 à 12, caractérisé en ce qu’il est un frein à disque à étrier fixe comprenant deux plaquettes (4, 6), deux actionneurs électromécaniques et deux modules d’auto-amplification de serrage (21), chaque plaquette (4, 6) coopérant avec un actionneur électromécanique et un module d’auto-amplification de serrage (21) distincts.