FR 2774342 A1 19990806 FR 9801095 A 19980130 --'t COMPENSATEUR DOUBLE DE FREINAGE ASSERVI A LA CHARGE D'UN VEHICULE La présente invention concerne les compensateurs de freinage, destinés à être interposés entre une source de pression hydraulique et un circuit de freinage de véhicule automobile. Les compensateurs sont bien connus dans l'art antérieur, tel qu'illustré par exemple par les documents US-A-4 615 566, EP-A-0 053 651, ou EP-A-0 223 641, et permettent de distri- buer à leur sortie, et à destination des freins arrière des véhicules à moteur, une pression de freinage corrigée, liée à la pression de freinage appliquée à la fois sur leur entrée et sur les roues avant du véhicule, mais inférieure à cette dernière au delà d'un seuil déterminé, appelé communément " point de coupure " dans la technique automobile. De façon classique, ils comportent un corps pourvu de deux alésages, un piston hydrau- lique coulissant dans chaque alésage et étant susceptible de contrôler l'écoulement d'un fluide hydraulique dans un circuit de freinage respectif, les deux pistons étant déplaçables sous l'ac- tion d'un palonnier monté à basculement sur une tige de commande. L'un des inconvénients rencontrés dans la réalisation de tels compensateurs réside dans le fait que, en fonctionnement normal, le palonnier doit pouvoir osciller autour de sa position neutre pour égaliser les pressions en sorties des deux circuits, et que, en cas de défaillance de l'un des circuits hydrauliques, il est nécessaire de limiter le débattement angulaire du palonnier pour obtenir dans le circuit hydraulique intact un point de coupure supérieur à celui du fonc- tionnement initial, et assurer ainsi dans le circuit intact une pression supérieure. Dans ce contexte, l'invention a pour but de proposer un compensateur double de frei- nage, dans lequel la limitation du débattement angulaire du palonnier en cas de défaillance dans l'un des circuits hydrauliques soit obtenue de façon simple et fiable, sans accroître la complexi- té. du compensateur. A cette fin, le compensateur double de l'invention est essentiellement caractérisé en ce qu'un fourreau est intercalé entre la tige de commande et le palonnier, le fourreau comportant un manchon cylindrique monté avec un premier jeu radial sur la tige de commande et une colle- -2- rette reçue à coulissement sans jeu axial et avec un deuxième jeu radial dans un logement for- mé dans le palonnier. D'autres buts, caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront clairement de la description qui en est faite ci-après, à titre indicatif et nullement limitatif, en référence aux des- sins annexés, dans lesquels: - la Figure 1 est une vue en coupe d'un compensateur double réalisé conformément à la pré- sente invention, et - la Figure 2 est une vue en coupe à plus grande échelle du montage du palonnier sur la tige de commande. Comme on le voit sur la Figure 1, l'invention concerne un compensateur de freinage 10, destiné à être interposé entre une source de pression hydraulique, telle qu'un maître-cylindre 12, et le circuit de freinage arrière 14 d'un véhicule automobile, de manière à fournir à ce cir- cuit de freinage 14 une pression égale à la pression de sortie de la source de pression pour les faibles valeurs de cette pression, et une pression inférieure à celle de la source pour les valeurs de cette dernière qui sont supérieures au point de coupure.. Ce compensateur comprend, de façon classique, un corps 16 pourvu de deux alésages étagés 18 et 18' d'axes parallèles, un piston hydraulique étagé 20, 20' coulissant dans chacun de ces alésages et y délimitant des premières chambres de pression 22, 22' en communication permanente avec le maître-cylindre 12, et des deuxièmes chambres de pression 24, 24' en communication permanente avec le circuit de freinage arrière 14 du véhicule. De façon connue, les pistons 20 et 20' comportent un clapet 26, 26' susceptible de met- tre en communication les chambres de pression 22 et 24, ou 22' et 24' suivant la position oc- cupée par les pistons 20, 20' dans leurs alésages respectifs. Les clapets 26, 26' peuvent com- porter une seule bille ou, comme on l'a représenté sur la Figure 1, à plusieurs billes. Sur la Fi- gure 1, les pistons 20 et 20' occupent une position dans laquelle les clapets 26 et 26' sont fer- més. Les extrémités 28 et 28' des pistons 20 et 20' se projettent en dehors des alésages 18 et -3 - 18' et sur lesquelles vient en appui un palonnier 30 au travers d'éléments d'appui 32, 32' pré- sentant des surfaces sphériques, par exemple des billes. Une tige de commande 34 est elle-même en appui sur le palonnier 30 par l'intermédiaire d'un élément d'appui 36 présentant une surface sphérique, par exemple une troisième bille, de sorte que le palonnier 30 est monté à basculement sur la tige de commande 34. De façon également connue, un poussoir 38, 38' en appui sur le corps 16 agit sur le cla- pet 26, 26' dans un sens propre à en permettre l'ouverture lorsqu'une pression relativement basse règne dans la seconde chambre 24, 24' et le piston 20, 20' coulisse axialement dans l'alé- sage 18, 18', sous l'effet d'une élévation de pression dans cette seconde chambre 24, 24', dans un sens propre à permettre la fermeture du clapet. Pour ce faire, le piston 20, 20' est étagé et présente, dans la première chambre 22, 22' une section inférieure à la section qu'il présente dans la deuxième chambre 24, 24'. Conformément à la présente invention, et comme on le voit mieux sur la Figure 2, un fourreau 40 est monté sur la tige de commande 34. Ce fourreau 40 comporte une partie cylin- drique en forme de manchon 42, montée de façon à présenter un jeu radial JI par rapport à la tige de commande 34. Ce jeu JI a été représenté de façon exagérée sur la Figure 2 pour la clarté des dessins. Le fourreau 40 comporte également une partie en forme de disque ou de collerette 44 s'étendant radialement à partir du manchon 42. Cette collerette 44 est reçue dans un logement annulaire 46 du palonnier 30, obtenu par exemple à l'aide d'une tôle 48 mise en forme et sertie sur le palonnier 30. Le logement annulaire 46 est réalisé de telle façon que la collerette 44 y soit reçue sans jeu axial, et avec un jeu radial J2, représenté également de façon exagérée sur la Figure 2 pour la clarté des dessins. Le jeu radial J2 de la collerette 44 dans son logement annulaire 46 est supérieur au jeu radial J1 entre le manchon 42 et la tige de commande 34. De plus, la différence entre les jeux radiaux J2 et J1 est supérieure ou égale aux tolérances de fabrication pour le défaut d'alignement entre l'axe de la tige de commande 34 et l'axe de symétrie du compensateur -4- double, ce dernier étant matérialisé par le point de contact entre l'extrémité de la tige de com- mande 34 et la bille 36. Lorsque le compensateur est en position de repos, la charge supportée par l'essieu ar- riere du véhicule est transmise, par un système (non représenté) de leviers et de ressorts, à la tige de commande 34 du compensateur, qui est donc soumise à un effort Fi dirigé vers le bas (en considérant les Figures). Cet effort FI est réparti sur chaque piston 20 et 20' par le palon- nier 30, chaque piston étant ainsi soumis à un effort égal à la moitié de Fi. De plus, les pistons , 20' sont en butée sur le corps 16 du compensateur, de sorte que les clapets 26, 26' sont soulevés de leur sièges respectifs et que la pression hydraulique peut alimenter le circuit hy- draulique 14 menant aux moteurs des freins de roues arrière. En fonctionnement normal, lorsque le conducteur du véhicule actionne la pédale de frei- nage, il en résulte une augmentation de pression dans le maître-cylindre qui est transmise aux premières chambres de pression 22, 22' du compensateur 10. Cette pression s'exerce sur la section des pistons 20, 20' et engendre sur ceux-ci un effort F2 dirigé vers le haut (en considé- rant les Figures). Lorsque l'effort F2 devient supérieur à l'effort (F1 / 2), les pistons 20 et 20' se déplacent alors vers le haut, ce qui provoque la fermeture des clapets 26 et 26' et l'interruption de la liaison avec les moteurs de freins de roues arrière. La valeur de la pression pour laquelle les clapets se ferment est appelée le point de coupure du compensateur. La pression engendrée par le maître-cylindre continuant d'augmenter, elle va engendrer sur les pistons 20 et 20' un effort F3 provenant de la différence entre les sections des pistons étagés 20 et 20', et dirigé vers le bas des Figures. Il en résulte que les clapets 26 et 26' sont à nouveau soulevés de leur sièges respectifs, et que la pression peut à nouveau augmenter dans les moteurs de freins de roues arrière. L'effort dû à cette augmentation de pression s'ajoute alors à l'effort F2 s'exerçant sur les pistons 20, 20', redevient supérieur à l'effort FI, et provo- que une nouvelle fermeture des clapets 26, 26'. On obtient donc dans le circuit 14 relié aux moteurs des freins de roues arrière une pres- sion égale à la pression engendrée par le maître-cylindre tant que celleci est inférieure au point de coupure, et au delà de ce point de coupure, une pression inférieure à celle qui est engendrée par le maître-cylindre, mais proportionnelle à cette dernière. - Dans une conception classique de compensateur double, en cas de défaillance hydrauli- que dans l'un des circuits reliés à la première chambre 22, 22' ou à la deuxième chambre 24, 24' associées à l'un des pistons 20 ou 20', par exemple le piston 20', la pression hydraulique ne peut plus croître dans les chambres 22' et 24', de sorte qu'aucun effort tel que F2 n'est exercé sur le piston 20', alors que le piston 20 est soumis à cet effort. Il est donc seul à se soulever en dehors de l'alésage étagé 18. Dans ce mouvement, il fait pivoter le palonnier 30 autour de la bille 32', de sorte que la bille 36, recevant l'information de charge sur l'essieu arrière du véhicule, ne s'élève que sur une distance égale à la moitié de la distance parcourue par la bille 32. Il en résulte que l'effort F1 exercé sur le piston 20 est inférieur à ce qu'il devrait être, et que la valeur du point de coupure est diminuée dans la même proportion. L'invention permet de remédier à cet inconvénient. En effet, dans l'hypothèse de la dé- faillance de l'un des circuits hydrauliques associés au piston 20', ce dernier n'étant soumis à aucun effort tel que F2. La pression hydraulique régnant dans la première chambre de pression 22 s'exerce sur la section du piston 20 et engendre l'effort F2 qui le fait se soulever en dehors de l'alésage étagé 18. Dans ce mouvement, il fait pivoter le palonnier 30 autour de la bille 32', jusqu'à ce que le manchon 42 vienne se coincer sur la tige de commande 34. On pourra libre- ment choisir la longueur axiale L du manchon 42, ainsi que le jeu JI avec lequel il est monté sur la tige de commande 34, pour déterminer l'angle de rotation maximale que peut parcourir le palonnier 30 sans venir en prise avec la tige de commande 34, soit encore la distance maximale dont un piston peut s'élever en dehors de son alésage par rapport à l'autre piston sans engager la tige de commande 34. La venue en engagement du manchon 42 sur la tige de commande 34 est de plus facilitée par le jeu radial J2 prévu entre la collerette 44 et son logement annulaire 46, le fourreau 40 ne perturbant pas la mise en biais du palonnier 30. Une fois que le palonnier 30 est venu en prise avec la tige de commande 34, il ne peut plus basculer davantage, de sorte qu'il subit un mou- vement de translation axiale, la bille 32' étant soulevée du piston 20'. Le piston 20 reçoit alors à lui tout seul la totalité de l'effort FI, de sorte que, dans cette situation de défaillance hydrau- lique, le point de coupure s'établit à une valeur supérieure à sa valeur en fonctionnement nor- mal. -6- On a donc bien réalisé un compensateur double de freinage, dans lequel un débattement angulaire limité du palonnier est possible pour assurer un fonctionnement normal, et dans le- quel la limitation du débattement angulaire du palonnier en cas de défaillance dans l'un des circuits hydrauliques est obtenue de façon simple et fiable, sans accroître la complexité du compensateur, de manière à augmenter la valeur du point de coupure sur le circuit intact. - 7- REVENDICATIONS 1. Compensateur double de freinage (10), destiné à être interposé entre au moins une source de pression hydraulique (12) et deux circuits de freinage (14) de véhicule automobile, et comportant un corps (16) pourvu de deux alésages (18, 18'), un piston hydraulique (20, 20') coulissant dans chaque alésage (18, 18') et étant susceptible de contrôler l'écoulement d'un fluide hydraulique dans un circuit de freinage respectif, les deux pistons (20, 20') étant dépla- çables sous It'action d'un palonnier (30) monté à basculement sur une tige de commande (34), caractérisé en ce qu'un fourreau (40) est intercalé entre la tige de commande (34) et le palon- nier (30), le fourreau (40) comportant un manchon cylindrique (42) monté avec un premier jeu radial (J1) sur la tige de commande (34) et une collerette (44) reçue à coulissement sans jeu axial et avec un deuxième jeu radial (J2) dans un logement (46) formé dans le palonnier (30). 2. Compensateur double de freinage suivant la revendication 1, caractérisé en ce que le deuxième jeu radial (J2) est supérieur au premier jeu radial (JI). 3. Compensateur double de freinage suivant la revendication 1, caractérisé en ce que le logement (46) du palonnier (30) est formé par une tôle (48) préformée et sertie sur le palonnier (30).