L'invention concerne essentiellement un dispositif de commande de pression de fluide pour un système de freinage hydraulique du type à fractionnement ou partage de la pression de fluide entre les roues avant et arrière d'un véhicule roulant. Dans un système de freinage pour un véhicule roulant dans lequel les roues avant et arrière du véhicule sont freinées au même moment, la force de freinage est de préférence fractionnée ou proportionnée de façon telle que les roues avant et arrière soient bloquées simultanément. Lorsque les roues avant sont bloquées plus tout, il devient impossible de diriger le véhicule, tandis que l'arrière du véhicule a tendance à glisser sur le côté ou à déraper lorsque le blocage des roues arrière a lieu avant celui des roues avant. Ces procédés non équilibrés de blocage des roues ne perinet- tent donc pas d'obtenir une bonne stabilité et une efficacité élevées de freinage. Comme on le sait, les forces de freinage sur les roues avant et arrière doivent être reliées entre elles de façon non linéaire de façon à bloquer les roues avant et arrière simultanément, et la relation idéale entre les forces de freinage des roues avant et arrière varie lorsque le poids en charge ou le poids brut du véhicule varie. Pour obtenir une relation non linéaire entre les forces de freinage avant et arrière, on a déjà proposé d'utiliser soit une soupape de limitation, qui module une pression de fluide d'entrée mais qui cesse la modulation lorsque la pression d'entrée dépasse une valeur critique, soit une valve de proportionnalité, qui module la pression de fluide d'entrée à deux taux différents qui sont fonction des gammes de valeur dé la pression d'entrée.Une telle technique ne donne toutefois pas entièrement satisfaction étant donné que la pression critique pour laquelle le taux de modulation varie est prédéterminée indépendarment du poids du véhicule. On a donc alors proposé de faire varier la pression critique en proportion du poids du véhicule au moyen d'une valve sensible à l'inertie qui comprend un capteur de décélération. Cette valve ne présente pas non plus la solution idéale, étant donné que l'txplitude de la pression critique par unité de poids du véhicule est maintenue constante et que donc la relation entre les forces de freinage avant et arrière s'écarte d'une courbe théorique en fonction du poids brut du véhicule. Afin de pallier les inconvénients de ces valves, on a déjà proposé une valve perfectionnée qui comprend un moyen permettant d'estimer le poids en charge d'un véhicule par détection de la variation de la distance comprise par exemple entre l'axe du véhicule et la carrosserie. Cette valve a une construction telle que la pression de fluide critique pour son fonctionnement augmente lorsque le poids en charge augmente, mais à un taux supérieur à celui d'une proportion directe. Bien que la caractéristique de sortie de cette valve soit relativement favorable, elle présente le désavantage que sa construction est extrement compliquée, que son montage sur le véhicule demande un travail très important, et que certains de ses éléments mécaniques sont peu fiables étant donné qu'ils sontnécessairement maintenus à découvert. Outre le fractionnement ou la proportionnalité des forces de freinage sur les roues avant et arrière, les véhicules motorisés d'un type habituel doivent utiliser un système de freinage qui comprend au moins deux circuits indépendants de fluide de façon à pouvoir freiner le véhicule mime dans le cas d'un défaut local du système. Il est habituel de prévoir deux circuits de fluide indépendants pour les roues avant et arrière respectivement. Lorsqu'un des circuits de fluide dans ce type de système de freinage est équipé de I > une des valves de commande précitées et que l'autre circuit tombe en panne, on constate une réduction notable de l'efficacité de freinage, étant donné que la pression de sortie du premier circuit reste à une valeur inférieure à celle de la pression d'entrée en dépit de la panne de l'autre circuit. Un objet de l'invention est donc de proposer un dispositif perfectionné de commande de pression de fluide pour un système hydraulique de freinage du type à fractionnement pour un véhicule roulant, ce dispositif développant une pression de fluide modulée en sortie à un taux variable fonction de l'amplitude d'une pression d'entrée et du poids brut du véhicule, mais arrêtant sensiblement de moduler la pression de fluide d'entrée lorsqu'un défaut se présente dans l'un des circuits de fluide qui n'est pas sous commande du dispositif. Selon l'invention, le dispositif de commande de pression de fluide est caractérisé en ce qu'il comprend un bottier comportant un alésage échelonné ou à gradins ; un plongeur différentiel mobile axialement et logé dans l'alésage ; un premier orifice d'entrée pour amener une première pression de fluide à une première extrémité du plongeur ; un second orifice d' en- trée qui est séparé fluidiquement du premier orifice d'entrée, pour amener une seconde pression de fluide sur une partie médiane du plongeur ; un orifice de sortie communiquant avec le second orifice d'entrée par l'alésage ; un piston mobile axialement logé dans l'alésage à l'opposé de la seconde face d'extrémité du plongeur, le piston et cette seconde face d'extremi- té étant isolés fluidiquement des premier et second orifices entrée t un premier ressort de compression monté entre la seconde face d'extrémité et le piston pour exercer une force sur cette seconde face d'extrémité ; un troisième orifice d'entrée pour amener la première ou la seconde pression de fluide sur une face d'extrémité du piston écartée du plongeur , un élément sensible à la décélération disposé mobile dans l'alésage entre le piston et le troisième orifice d'entrée des moyens pour régler l'amplitude d'une charge sur le ressort de compression résultant de la pression de fluide sur le piston ; et des moyens formant valves pour interrompre la communication de fluide entre le troisième orifice d'entrée et le piston lorsque l'élément sensible à la décélération est appuyé dessus. Les formes de l'alésage et du piston, et les agencements du second orifice d'entrée et de l'orifice de sortie sont tels que la seconde pression de fluide appliquée au second orifice d'entrée est transmise à l'orifice de sortie sans modulation lorsque son amplitude est inférieure à une valeur critique, mais est modulée en une troisième pression de fluide lorsque son amplitude dépasse la valeur critique. Le taux d'augmentation dans la troisième pression de fluide est maintenu inférieur à celui de la seconde pression de fluide, et même maintenu nul. Bes surfaces des première et seconde faces d'extrémité du plongeur sont en relation de façon telle que la valeur critique est relevée lorsque la première pression de fluide n'est sensiblement pas appliquée au premier orifice d'entrée.L'élément sensible à la décélération est assis ou appuyé sur les moyens formant valves lorsque le dispositif est soumis à une décélération supérieure à une valeur prédéterminée pour empêcher la charge d'augment lorsque la pression de fluide fournie au troisième orifice d'entrée augmente ensuite, la charge étant réglée de façon telle que la valeur critique est relevée lorsque le poids brut du véhicule augmente. L'élément sensible à la décélération est de préférence un élément en forme de bille disposé, en y étant susceptible de rouler, dans une chambre rainurée axialement formée dans laalé- sage au voisinage du troisième orifice d'entrée, cette bille restant séparée des moyens formant valves lorsque l'axe axe longi- tudinal de la chambre est maintenu à un angle sur un plan horizontal, mais étant appuyée sur les moyens formant valves lorsque le dispositif est soumis à la décélération précitée. Les moyens pour régler l'amplitude de la charge sur le premier ressort de compression sont avantageusement constitués par un second ressort de compression monté entre le piston et une séparation formée dans l'alésage pour isoler fluidiquement la seconde face d'extrémité du plongeur du second orifice d'entrée, les constantes de ressort et les charges fixes ou stationnaires des deux ressorts de compression étant respectivement prédéterminées pour atteindre la relation précitée entre la valeur critique de la seconde pression de fluide et le poids brut du véhicule. Un tel dispositif selon l'invention présente généralement les avantages suivants. Tout d'abord, une pression critique d'entrée, pour laquelle le dispositif commence à produire une pression de sortie modulée différente de la pression de fluide d'entrée, est augmentée à un taux qui croit progressivement lorsque le poids brut du véhicule augmente de telle sorte que la pression modulée de sortie est maintenue très proche des valeurs théoriques souhaitées. De plus, la pression critique et la pression de sortie augmentent de façon remarquable en cas de panne d'un circuit de fluide qui n'est pas sous commande du dispositif, de telle sorte que la pression de sortie dans un tel cas est maintenue sensiblement non modifiée à partir de la pression d'entrée. En outre, le dispositif est relativement simple en construction et ne nécessite pas d'élément supplémentaire. L'invention sera mieux comprise et d'autres buts, caracté rustiques, détails et avantages de celle-ci apparaîtront mieux au cours de la description explicative qui va suivre en se reportant aux dessins schématiques annexés donnés uniquement à titre d'exemple illustrant divers modes de réalisation de l'invention et dans lesquels - la figure 1 est un graphe montrant les caractéristiques générales des relations selon l'invention entre les forces de freinage avant et arrière pour un véhicule roulant, en fonction de diverses valeurs de poids brut ;; - la figure 2 représente schématiquement un système hydraulique de freinage pour véhicule roulant, dans lequel un dispositif de commande de pression de fluide selon l'invention est utilisé - la figure 3 représente schématiquement une variante de 1 'alimentation en fluide du dispositif de commande du système de la figure 2 - la figure 4 est une vue en coupe longitudinale d'un dispositif de commande de pression de fluide selon l'invention;; - la figure 5 est un graphe montrant les relations entre une pression d'entrée et une pression de sortie en fonction du dispositif représente en figure 4 - la figure 6 est un graphe montrant la relation entre le poids brut du véhicule et la pression critique d'entrée pour le dispositif de la figure 4 - la figure 7 est une vue partielle en coupe longitudinale d'un dispositif selon l'invention légèrement modifié à partir de celui de la figure 4 , - la figure 8 est un graphe montrant la relation entre une pression d'entrée et une pression de sortie pour le dispositif représenté en figure 7 ; et - la figure 9 est un graphe montrant la relation entre les forces de freinage avant et arrière lorsqu'une pression de fluide dans le système de la figure 2 est commandée par le dispositif de la figure 7, en comparaison avec les courbes de la figure 1. Dans un véhicule roulant tel qu'un véhicule motorisé ayant un poids brut W, qui donne une charge sur l'essieu avant Wf et une charge sur l'essieu arrière Wr, les forces de freinage avant et arrière B f et B doivent satisfaire aux relations r mathématiques suivantes, respectivement, de façon à ce que les roues avant et arrière soient bloquées simultanément. dans lesquelles p est un coefficient de frottement entre la roue et la surface d'une route, g est l'accélération de la pesanteur, CS est la décélération de la vitesse du véhicule1 H est la distance entre le centre de gravité du véhicule et la surface de la route, et L est la distance comprise entre les essieux avant et arrière. Lorsque les roues avant et arrière sont bloquées simultanément, on obtientd/g = p. Ainsi, les roues avant et arrière peuvent être verrouillées simultanément lorsque les forces de freinage avant et arrière B f et Br sont déterminées comme suit: Dans la figure 1, les courbes al, a2 et a3 représentent les relations idéales entre les rapports Bf/W et BéW pour freiner le véhicule avec un blocage simultané des roues avant et arrière. La courbe idéale varie de a1 à a2 et de a2 à a3 lorsque le poids du véhicule augmente de W1 à W2 et de W2 àW3. Si un cylindre de frein avant est toujours alimenté avec une pression de fluide développée par un martre cylindre, un cylindre de frein arrière est de préférence alimenté avec une pression de fluide commandée de façon différente de façon à obtenir des relations non linéaires entre les rapports Béw et BéW comme représenté par les courbes al, a2 et a3. Ces courbes montrent que le taux d'augmentation de la force de freinage arrière Br ou de la pression de fluide pour le cylindre de frein arrière doivent être diminués lorsque la force de freinage avant Bf ou la pression de fluide à l'avant augmentent. Les lignes en pointillés bl, b2 et b3 représentent les variations de BéW pour les poids de véhicule W1, W2 et W31 respectivement, lorsque la pression de fluide dans le cylindre de frein arrière est commandée par une valve de proportionnalité selon l'Art antérieur. La valve de proportionnalité maintient le taux d'augmentation de la pression de sortie constant et inférieur à un lorsque la pression de fluide d'entrée dépasse une pression critique prédéterminée Ps.Etant donné que la pression critique Ps est déterminée indépendaument du poids réel brut du véhicule, le rapport Br/W à la pression critique prédéterminée Ps décroît de Psl à Ps2 ou Ps3 lorsque le poids augmente de W1 à W2 ou W3, et se traduit par un écart maximum entre les valeurs réelles BvW et les valeurs idéales ou souhaitables sur les courbes a2 ou a3. Même dans le cas où la valve précitée sensible à l'inertie est utilisée à la place de la valve de proportionnalité pour augmenter la pression critique Ps lorsque le poids du véhicule W augmente, le rapport BéW pour les valeurs modifiées Ps reste à un point fixe Psc dans le système de coordonnéesde la figure 1 et la force de freinage arrière est commandée linéairement comme représenté par la ligne en traits pleins C. En conséquence, on constate toujours un écart important entre les valeurs réelles BéW et les valeurs idéales lorsque le poids W est relativement important. La présente invention a pour but l'obtention d'une approximation beaucoup plus précise des relations réelles entre les rapports Br/W et BVW par rapport aux courbes idéales telles que al, a2 et a3. En figure 2, un dispositif 10 de commande de pression de fluide selon l'invention est utilisé dans un système de freinage du type habituel pour un véhicule à quatre roues. Un maître cylindre de freinage 12 développe deux pressions indépendantes de fluide de freinage, par exemple Pml pour les cylindres de frein avant 14 sur les roues avant 16 et Pm2 pour les cylindres de frein arrière 18 sur les roues arrière 20, lorsqu'il est actionné par une pédale de frein 22. Le dispositif de commande lo est agencé de telle façon que son axe longitudinal forme un angle 8 par rapport au plan horizontal. La communication de fluide entre le maître cylindre 12 et le cylindre de frein arrière 18 est réalisée par le dispositif de oDmmande 10.Un premier orifice d'entrée 24 et un second orifice d'entrée 26 du dispositif lo sont reliés au maître cylindre 12 de façon telle que la pression de fluide Pm2 destinée au cylindre arrière 18 leur est appliquée tandis qu'un troisième orifice d'entrée 28 est également relié au maître cylindre 12 de façon telle que la pression de fluide Pml est appliquée simultanément au cylindre avant 14 et à ce troisième orifice d'entrée. Un orifice de sortie 30 du dispositif 10 est relié au cylindre arrière 18. Un mode de réalisation du dispositif 10 selon l'invention est représenté en figure 4. Ce dispositif est fonctionnellement partagé en deux parties, une partie de proportionnement de la pression ou valve de commande loa sur le côté gauche en figure 4, et une partie sensible à la décélération ou régulateur lob sur le côté droit, le dispositif étant cependant construit dans un boîtier ou corps d'une seule pièce 32. Dans la partie de proportionnement lova, le troisième orifice d'entrée 28 est formé à l'extrémité latérale gauche du boîtier 32, et un alésage 34 généralement cylindrique et étagé est formé à partir de l'orifice 28 le long de l'axe longitudinal du boîtier 32, et reçoit en coulissement un piston différentiel 36.Une première chambre 38 dans 1'alésage étagé 34 adjacente au troisième orifice d'entrée 28 est isolée fluidiquement de la partie restante de 1'alésage 34 par une étanchéité 40 entourant le plongeur 36. Une partie d'extrémité latérale gauche du plongeur 36 est disposée dans cette chambre 38, et a un diamètre D1 et une section transversale A1. Le plongeur 36 comprend un premier collet 42 situé dans une seconde chambre 44 de l'alésage 34, cette chambre 44 étant adjacente à 1'étanchéité 40 et en communication directe avec l'orifice de sortie 30 du dispositif 10. Le collet 42 a un diamètre D2 et une section transversale A2. L'alésage 34 est pourvu d'un joint annulaire d'étanchéité à lèvre 46 entre la seconde chambre 44 et une troisième chambre 48 adjacente à celle-ci sur le côté droit en figure 3. Le plongeur 36 comprend un second collet 49 qui est disposé dans la troisième chambre 48 à une certaine distance du premier collet 42. Le joint d'étanchéité à lèvre 46 est placé entre le premier collet 42 et le second collet 48. Le côté gauche du joint 46 est appuyé sur un épaulement 47 qui limite les seconde et troisième chambres 44 et 48 et qui peut être engagé par 1'extrêmité latérale droite du premier collet 42. Le côté droit du joint 46 est localement en saillie de façon à venir en contact avec l'extrêmité latérale gauche du second collet 49. La troisième chambre 48 est tournée vers le prier orifice d'entrée 24.Le côté latéral droit de 1 'alésage 34 forme une quatrième chambre cylindrique 50, qui est isolée fluidiquement de la troisième chambre 48 par une séparation 51. La partie d'extr^emité droite du plongeur 36 passe à travers la séparation 51 en coulissement de façon étanche au moyen d'un joint annulaire d'étanchéité 52 monté sur la séparation 51 par l'intermédiaire du support d'un organe annulaire de retenue 54. Cette extré- mité du plongeur 36 a un diamètre D3 et une section transversale A3 et s'étend en saillie dans la quatrième chambre 50. Les sections transversales de l'autre, selon une relation A2 > A3 7 AI Un piston alternatif 56, qui a un diamètre D4 et une section transversale A4, est disposé dans la quatrième chambre 50, et un premier ressort de compression 58 est monté dans la quatrième chambre 50 pour exercer une force élastique F1 à la fois sur l'extrémité droite du plongeur 36 et sur l'extrémité gauche du piston 56. Un second ressort de compression 60 ayant une force élastique F2 est appuyé sur la séparation 51 qui forme le fond gauche de la quatrième chambre 50 et exerce la force F2 sur 1'extrémité gauche du piston 56. Dans la partie sensible à la décélération ou régulateur lob, le second orifice d'entrée 26 du dispositif 10 est formé à l'extrémité droite du boîtier 32 en figure 4. Un second alésage étagé 64 formé le long de l'axe longitudinal du boîtier 32 forme une communication entre le second orifice d'entrée 26 et l'extrémité droite du piston 56. Un élément en forme de bille 66 est disposé susceptible de rouler dans une cinquième chambre 68, qui est formée dans 1 'alésage 64 au voisinage du second orifice d'entrée 26 et écartée de celui-ci au moyen d'un élément de support de bille 70 comprenant des trous. La paroi périphérique de la cinquième chambre 68 est pourvue d'au moins une rainure axiale 72 pour permettre au second orifice d'entrée 26 de communiquer avec la partie latérale gauche de l'alésage 64.L'extrémité gauche de l'alésage 64 forme une sixième chambre 74 vers laquelle est tournée 1' ex- trémité droite du piston 56, et la partie restante de lXalé- sage 64 entre les cinquième et sixième chambres 68 et 74 forme un passage relativement étroit 76. Un élément annulaire d'étanchéité 78, à collet, est assis ou appuyé sur le fonds gauche de la cinquième chambre 68. La sixième chambre 74 est isolée fluidiquement de la quatrième chambre 50 par un joint annulaire d'étanchéité 80 engageant le piston 56. La partie lOb sensible à la décélération est équipée d'une valve de purge d'air 82 ayant de préférence la construction suivante. Un alésage généralement cylindrique 84 est formé à travers le bottier 32 pour permettre à la sixième chambre 74 de communiquer avec 1 'atmosphère. Une partie a' extrémité interne de l'alésage 84 est de forme cônique de façon à former un siège de soupape 86, et un bouchon ou tampon 88 qui est de forme généralement cylindrique et qui comprend une partie cônique d' extrémité 90, est reçu en coulissement dans l'alésage 84 de façon telle que la partie cônique 90 soit normalement assise sur le siège de soupape 86. Le tampon 88 comprend un alésage interne axial étagé 92 et reçoit à lSinté- rieur un troisième ressort 94.Un élément de purge 96 engage par vissage la paroi de l'alésage 84 de façon telle qu'une partie d'extrémité cônique 98 de cet élément est assise sur l'extrémité externe de l'alésage 92 du tampon 88. Ainsi, l'alésage 92 est maintenu fermé de façon étanche, et le ressort 94 est amené à pousser le tampon 88 sur le siège de soupape 86. La partie supérieure de 1 'alésage 84 au-dessus du tampon 88 communique avec l'atmosphère par un trou loo du tampon 88, et la partie inférieure de l'alésage 84 située en-dessous d'un un épaulement 102 du tampon 88 communique avec la cinquième chambre 68 par un passage 104 formé dans le boîtier 32. Les parties supérieure et inférieure de l'alésage 84 sont isolées l'une de l'autre au moyen d'un joint 106 en forme de 0 entourant le tampon 88. La partie de proportionnement 10a du dispositif 10 est équipée d'une valve 108 de purge d'air d'un type usuel et utiliséède façon habituelle. Le fonctionnement du dispositif 10 de commande de pression de fluide est le suivant. Le maître cylindre 12 du système de freinage de la figure 2 développe des pressions de fluide Pmî et Pm2 pour les cylindres de freins 14 et 18 avant et arrière respectivement. Les pressions de fluide Pm1 et Pm2 sont indépendantes 1'une de 1'autre, mais ont des amplitudes sensiblement égales. La pression de fluide Pmî est transmise aux cylindres avant 14 et en même temps au troisième orifice d'entrée 28 du dispositif de commande 10. L'autre pression de fluide Pm2 est transmise exclusivement aux premier et second orifices d'entrée 24 et 26 du dispositif 10.Ainsi la pression de fluide Pml agit sur la face d'extrémité gauche du plongeur 36, tandis que la pression de fluide Pm2 passe dans la seconde chambre 44 par le jeu compris entre le plongeur 36 et le joint à lèvre 46 et ensuite vers les cylindres de freins arrière 18 à partir de l'orifice de sortie 30 du dispositif 10. Ainsi, une pression de sortie de fluide Pr du dispositif 10 à cet instant n'est pas modifiée de la pression d'entrée Pm2.Toutefois, la pression Pm1 agissant sur la surface A1 de l'extrémité gauche du plongeur 36 amène celui-ci à se déplacer vers la droite en figure 4 lorsque la force Pmi A1 est supérieure à la force F1 du premier ressort 58, jusqu'à ce que le premier collet 42 vienne en contact avec le joint annulaire à lèvre 46 et interrompt la communication entre le premier orifice d'entrée 24 et l'orifice de sortie 30. L'amplitude minimale de la pression de fluide Pm1 permettant d'accomplir ce déplacement du plongeur 36 sera représentée par une pression critique Ps. Etant donné que la distance parcourue lors de ce déplacement est très courte et que donc l'augmenta- tion résultante de la force F1 du premier ressort 58 est pratiquement négligeable, la pression critique Ps peut être déterminée par la relation PsrA1 = F1 d'où Ps = F1/A1 (1) La pression de sortie de fluide Pr est égale à la pression d'entrée Pm1 ou Pm2, qui, dans la suite, sera représentée simplement par .Pm lorsque Pm ( Ps ou avant le déplacement précité du plongeur 36, Pr = Pm (2) Lorsque la pression de fluide d'entrée Pm continue à augmenter après que le premier collet 42 et le joint d'étanchéité à levure 46 isolent la seconde chambre 44 de la troisième chambre 48, la pression de fluide Pm agit sur la face droite du premier collet 42 et oblige le plongeur 36 à se déplacer vers la gauche. En conséquence, la pression de sortie de fluide Pr dans la seconde chambre 44 commence à augmenter. Dans cet état dans lequel Pm > Ps, le plongeur 36 est maintenu dans une position d'équilibre et la pression de sortie ou pression modulée de fluide Pr satisfait à la relation suivante avec la pression d'entrée de fluide Pm. Pm.A1 + Pr (A2 - A1) = Pm(A2 - A3) + F1 (3) d'où l'on tire Le rapport de surface est une constante inférieure à 1 et sera dans la suite représenté par k. Dans le graphe de la figure 5, la ligne en traits pleins représente la relation précitée entre la pression d'entrée Pm et la pression de sortie Pr. La pression de sortie Pr augmente à partir de zéro lorsque la pression d'entrée Pm augmente à partir de zéro au mbme toux que la pression précédente Pm lorsque Pm est inférieur à Ps. Lorsque Pm dépasse Ps, le taux d'augmentation de l'amplitude de Pr descend à k fois le taux d'augmentation de l'amplitude de Pm. Cependant, l'amplitude de la force totale de freinage B = Bf +Br augmente lorsque la pression d'entrée Pm augmente, proportionnellement à celle-ci quand B = C Pm, où C est une constante, ce qui se traduit par une augmentation de l'amplitude de la décélération de la vitesse du véhicule , qui est calculée par division de la force de freinage B par le poids brut du véhicule W. Plus exactement, le quotient ainsi calculé est égal au quotient de Apar l'accélération de la pesanteur g c Lorsque la décélération i ou le quotient dZg atteint une valeur prédéterminée R, qui dépend de 1 'angle o en figure 2 et qui peut être représentée par une fonction R = f(#), l'élément en forme de bille 66 dans la partie lOb sensible à la décélération est roulé vers la gauche de la figure 4 malgré l'inclinaison Qet est appuyé sur le joint d'étanchéité 78.En conséquence, le passage 76 est isolé de la cinquième chambre 68, et l'amplitude de la pression de fluide agissant sur le piston 56, qui est égale à Pm lorsque la sixième chambre 74 communique avec la cinquième chambre 68 par le passage 76, est maintenue à une pression constante Pg atteinte à l'instant de la fermeture du passage 76. La valeur Pg peut être donnée par Dans cet état, on a la relation suivante entre les forces F1 et F2 des premier et second ressorts 58 et 60 et la force externe agissant sur l'extrémité extérieure du piston 56. La force F1 du premier ressort 58 est la somme d'une force fixe f1 du ressort 58 lorsque la pression d'entrée Pm est nulle et du produit de la constante de ressort K1 par l'amplitude de la déflection causée par la force extérieure sur le piston 56, et également la force F2 du second ressort 60 est de même analysée en posant la force fixe et la constante de ressort égales à f 2 à et K2 respectivement.Ainsi la relation entre F2 et F1 est exprimée par l'équation K2 F2 = f2 + (F1 - fl) (8) K1 A partir des équations (7) et (8), on obtient lorsque Pm est inférieur à Ps, la pression critique Ps de l'équation (1) est donnée par et la pression de sortie Pr lorsque Pm est supérieur ou égal à Ps dans l'équation (3) est donnée par F1 Pr = K.Pm + A2 -A1 Comme on le voit à partir de l'équation (10), la pression critique Ps varie par rapport au poids brut du véhicule W de façon telle que Ps augmente à un taux progressivement croissant lorsque W augmente1 si les charges fixes f1, f2 et les constantes de ressorts K1, K2 sont déterminées de façon à rendre la valeur (f2 - K2fl/Kl) supérieure à zéro. Le graphe de la figure 6 représente une telle realtion entre W et Ps dans le dispositif 10. On comprendra, à partir de la description qui précède, que l'une ou l'autre des pressions de fluide Pml et Pm2 peut être utilisée pour exercer une force externe sur le piston 56. En conséquence, la pression de fluide Pm1 peut être fournie à la fois aux second et troisième orifices d'entrée 26 et 28 tandis que la pression de fluide Pm2 est fournie exclusivement au premier orifice d'entrée 24 comme représenté en figure 3. S'il y a un défaut ou une panne dans le développement ou la transmission de la pression de fluide Pm1 au cylindre de frein avant 14 en figure 2, les équations (3) et (4) seront réécrites comme suit, respectivement. Pr(A2 Al) mn2 Pm2(A2 - A3) + F1 (12) A -A dans lesquelles 2 3 est appelé kil, qui est supérieur à k. A2 -A1 La force de freinage B dans ces conditions est exprimée par B = C1Pm2 où C1 est inférieur à C, et la pression critique Psc dans ces conditions est donnée par une modification de l'équation (10), Ainsi, l'amplitude de Psc est supérieure à celle de Ps dans un état normal. La relation entre la pression d'entrée Pm (Pm2) et la pression de sortie Pr lorsque seule Pm2 est fournie au dispositif de contrôle 10 est représentée en figure 5 par une ligne en traits pointillés. Etant donné que l'amplitude de la pression critique Psc est très importante comparée à Ps dans des conditions normales et que le taux d'augmentation k1 est supérieur à k et proche de un, la pression de sortie Pr peut être maintenue sensiblement non modifiée à partir de la pression d'entrée même lorsque Pm2 devient maximale. Comme on le voit à partir de la description qui précède, la position du plongeur de proportionnement 36 est réglée non seulement par la pression d'entrée Pm2 pour les cylindres de freins arrière 18 mais également par le piston chargé par ressort 56 et par la pression d'entrée Pml pour les cylindres de freins avant 14. L'agencement de la partie sensible à la décélération lOb, qui règle l'amplitude de la force externe agissant sur le piston 56 en fonction du poids brut détecté du véhicule, permet la pression critique Ps ou une amplitude minimale de la pression d'entrée Pm2 pour amener la partie de proportionnement loa à moduler la pression de fluide d'entrée à à un taux croissant progressivement lorsque le poids brut du véhicule W augmente.En conséquence, la relation entre les rapports Br/W pour les roues arrière 20 et B /W pour les roues avant 16 peut être maintenue très proche des courbes idéales telles que a11 a2 et a3 de la figure I quel que puisse être le poids brut W du véhicule. En plus de telles caractéristiques de sorties avantageuses dans des c rconstances normales, le dispositif de commande 10 est caractérisé fonctionnellement en ce que la pression critique Ps et le taux de modulation de pression k sont tous les deux augmentés de façon importante comme précité dans le cas où un défaut de la pression de fluide Pmî destinée aux cylindres de freins avant 14 est constaté. En conséquence, le dispositif de commande 10 selon l'invention présente des avantages importants par rapport aux valves de commande connues et utilisées pour la sécurité du freinage.D'un autre côté, le dispositif de commande 10 lui-me me peut détecter la décélération de la vitesse du véhicule et le poids brut du vehicule, de telle sorte qu3il na pas besoin d'être assemblé avec un élément déformable du véhicule. Le dispositif lo peut ainsi être installé facilement sur importe quel vehicule roulant sans nécessiter d'élément supplémentaire, et peut donc être entretenu et surveillé sans problèmes. Lorsque de l'air est introduit dans les cinquième et sixième chambres 68 et 74 de la partie lOb sensible à la décélération, la purge de l'air est accomplie par les moyens suivants. Initialement, une amplitude relativement importante de la pression d'entrée Pm est transmise à l'orifice d'entrée 26. L'organe de purge 96 est dévissé doucement d'une certaine quantité, et le tampon 88 est amené à se déplacer légèrement vers le haut par la pression de fluide agissant sur~la partie cônique 90 et sur l'épaulement 102. Ainsi, la partie cônique 90 est séparée du siège de soupape 86, et la cinquième chambre 68 peut communiquer avec la sixième chambre 74 par le passage 104 en dépit de la fermeture au joint d'étanchéité 78. L'air dans les cinquième et sixième chambres 68 et 74 est forcé de s'échapper par l'alésage 92 du tampon 88 et par le trou loo de l'organe de purge 96 par dévissage supplémentaire de cet élément 96 jusqu'à ce que la partie supérieure de l'alésage 84 au-dessus du tampon 88 vienne en communication avec alésage 92.Lorsque cette purge d'air est terminée, l'organe de purge 96 est à nouveau vissé dans l'alésage 84 jusqu'à ce que la partie cônique 90 du tampon 88 soit assise de façon étanche sur le siège de soupape 86 et que la sixième chambre 74 soit isolée du passage 104. On comprendra que la disposition du passage 104 et du tampon 88 qui forme l'organe de soupape, présente l'avantage qu'une seule valve de purge 82 est nécessaire pour décharçer l'air des deux chambres 68 et 74 qui sont isolées l'une de l'autre. a partie de proportionnement loa peut être remplacée par une soupape ou valve de limitation. Dans le dispositif 11 de commande de pression de fluide de la figure 7, la partie lob sensible à la décélération (non représentée) est identique à celle du dispositif 10 de la figure 4. Dans la partie îîa de valve de limitation, le boîtier 32 comprend un alésage étagé llo le long de son axe longitudinal. L'alésage 110 se termine sur le côté gauche en figure 7en un troisième orifice d'entrée 28 et forme à l'intérieur une première chambre 112 adjacente à l'orifice d'entrée 28, une seconde chambre élargie 114 adjacente à la première chambre 110 sur le côté droit et une troisième chambre 116 sur le côté droit de la seconde chambre 114 avec interposition d'une partie en épaulement 118.Un plongeur cylindrique étagé ou en gradins 120 est disposé dans l'alésage 110. L'extrémité gauche de ce plongeur 120 est reçue en coulissement dans la première chambre 112, qui est isolée fluidiquement de la seconde chambre 114 par un joint d'étanchéité 40. Le plongeur 120 a un collet 122, qui est disposé dans la seconde chambre 114 et qui est recouvert d'une feuille 124 formant soupape sur sa face latérale droite. La troisième chambre 116 est isolée fluidiquement du piston 56 dans laquatrième chambre 50 au moyen d'un joint annulaire 52. Le premier orifice d'entrée 24 est formé en un emplacement tel que la pression d'entrée Pm2 est transmise à la partie latérale gauche de la seconde chambre 114 entre son extrémité gauche et le collet 122.L'orifice de sortie 30 est adjacent à la troisième chambre 116 et est isolé de la seconde chambre 114 lorsque la feuille de soupape 12t du plonger 120 est appuyée sur l'épaulement 118. Cette construction de la soupape de limitation lia est bien connue, de sorte qu'il n'y a pas besoin d'expliciter davantage son fonctionnement. Etant donné que le plongeur 120 est régulé par les ressorts 58, 60, par le piston 56 et par la partie lOb sensible à la décélération comme le plongeur 36 de la figure 4, la relation entre la pression d'entrée Pm et la pression de sortie Pr varie comme représenté par les lignes c1, c2 et c3 dans le graphe de la figure 8 lorsque le poids brut du véhicule W varie de W1 à W2 et à W3 provoquant l'augmentation de la pression critique Ps de Ps à Ps2 et Ps3. La relation entre les rapports BvW pour 1 'arrière et BéW pour l'avant est représentée par les lignes dl, d2 et d3 en figure 9, qui sont comparativement plus proches des courbes idéales al, a2 et a3 respectivement que dans le cas d'une scupape de limitation du type habituel. Lorsque la pression d'entrée Pm fournie au troisième orifice d'entrée 28 devient nulle, la pression critique Ps pour le dispositif de commande 11 subit une augmentation notable comme représentée par la ligne en traits pointillés en figure 8. Bien entendu, 1 'invention n'est nullement limitée aux modes de réalisation décrits et représentés qui n'ont été donnés qu'à titre d'exemple. En particulier, elle comprend tous les moyens constituant des équivalents techniques des moyens décrits ainsi que leurs combinaisons, si celles-ci sont exécutées suivant son esprit et mises en oeuvre dans le cadre des revendications qui suivent. REVENDICATIONS 1. Dispositif de commande de pression de fluide pour un système hydraulique de freinage pour un véhicule roulant, le système étant capable de développer ou de fournir des première et seconde pressions de fluide, indépendantes et variables, pour les freins avant et arrière du vehicule respectivement, caractérisé en ce que le dispositif comprend : un boîtier comprenant un alésage interne étagé ou en gradins ; un plongeur différentiel mobile axialement, logé dans ledit alésage t un premier orifice d'entrée pour amener la première pression de fluide sur une première face d'extrémité du plongeur ; un second orifice d' entrée séparé fluidiquement du premier orifice d'entrée, pour amener la seconde pression de fluide sur une partie médiane du plongeur t un orifice de sortie susceptible de communiquer avec ledit second orifice d'entrée par l'alésage précité t un piston mobile axialement disposé dans ledit alésage à 1 'opposé d'une seconde face d'extrémité du plongeur ; le piston et la seconde face d'extrémité précités étant fluidiquement isolés des premier et second orifices d'entrée ; un premier ressort de compression monté entre la seconde face d'extrémité et le piston pour exercer une force sur cette seconde face d'extrémité ; un troisième orifice d'entrée pour amener la première pression de fluide ou la seconde pression de fluide sur une face d'extrémité du piston écartée du plongeur t un élément sensible à la décélération disposé mobile dans l'alésage précité entre le piston et le troisième orifice d'entrée ;; des moyens pour régler l'amplitude d'une charge sur le ressort de compression précité, résultant de ladite pression de fluide agissant sur ledit piston, et des moyens formant valves pour interrompre la communication de fluide entre le troisième orifice d'entrée et le piston lorsque ledit élément est assis ou appuyé sur lesdits moyens valves t les formes de 1 'alésage précité et du plongeur et les agencements du second orifice d'entrée et de l'orifice de sortie étant tels que la seconde pression de fluide au second orifice d'entrée est transmise à l'orifice de sortie sans modulation lorsque son amplitude est inférieure à une valeur critique, mais est modulée en une troisième pression de fluide lorsque son amplitude dépasse ladite valeur critique, le taux d'augmentation dans ladite troisième pression de fluide etant inférieur, ou meme nul, à celui de la seconde pression de fluide les surfaces des première et seconde faces d'extrémité dudit plongeur satisfaisant entre elles à une relation telle que ladite valeur critique est relevée lorsque la première pression de fluide n'est pas sensiblement fournie au premier orifice d'entrée; ledit élément étant assis sur lesdits moyens formant valves lorsque le dispositif est soumis à une décélération supérieure à une valeur prédéterminée pour empêcher la charge précitée d'augmenter lorsque ladite pression de fluide augmente ensuite, ladite charge étant régulée de façon telle que ladite valeur critique est relevée lorsque le poids brut du véhicule augmente. 2. Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce que ledit alésage étagé forme des première, seconde, troisième, quatrième, cinquième et sixième chambres sensiblement alignées axialement 1' une 1 'autre dans 1 'ordre numérique, ladite première chambre étant fluidiquement séparée des autres chambres et communiquant avec le premier orifice d'entrée, la première face d'extrémité du plongeur étant tournée vers ladite première chambre, les seconde et troisième chambres étant susceptibles de communiquer I 1une avec 1 'autre et formant une communication de fluide entre le second orifice d'entrée et l'orifice de sortie, ledit plongeur comportant un collet pour commander la communication de fluide entre le second orifice d'entrée et l'orifice de sortie, la seconde face d'extrémité du plongeur s'étendant dans la quatrième chambre de façon étanche à travers une séparation formée entre la troisième et la quatrième chambre ; le piston précité étant reçu dans la quatrième chambre avec sa face d'extrémité précitée écartée du plongeur et orientée vers la cinquième chambre, les moyens précités comprenant un second ressort de compression monté dans la quatrième chambre entre la séparation et le piston ; et I'élément précité étant une bille disposée de façon à pouvoir rouler dans la sixième chambre, cette bille étant séparée des moyens formant valves lorsque l'axe longitudinal de la sixième chambre est maintenu à un certain angle par rapport à un plan horizontal, mais étant appuyée sur lesdits moyens formant soupape lorsque le dispositif est soumis à la décélération précitée, ladite sixième chambre étant rainurée axialement pour former une communication de fluide entre le troisième orifice d'entrée et la cinquième chambre jusqu'à ce que ladite bille soit assise sur les moyens formant valves ; les premier et second ressorts de compression ayant respectivement des constantes de ressort prédéterminées et étant montés avec des charges fixes respectivement prédéterminées de telle sorte que ladite valeur critique est relevée lorsque le poids brut du véhicule augmente. 3. Dispositif selon la revendication 2, caractérisé en ce qu'il comprend également une valve de purge d'air assemblée fonctionnellement audit boîtier, ladite valve étant normalement fermée et susceptible de provoquer la communication entre la cinquième chambre et l'atmosphère lors de son fonctionnement, ledit boîtier étant pourvu d'un passage arrangé de telle sorte que la communication de fluide est obtenue entre les cinquième et sixième chambres par dérivation autour dudit élément d'étanchéité lorsque la cinquième chambre communique avec 1 1at- mosphère par ladite valve de purge d'air. 4. Dispositif selon la revendication 2, caractérisé en ce que la surface transversale dudit collet est supérieure à la surface de la seconde face d' extrémité du plongeur, et celle-ci est supérieure à la surface de la première face d'extrémité. 5. Dispositif selon la revendication 2, caractérisé en ce que les premier et second ressorts de compression sont montés avec des charges fixes fl et e respectivement, la charge fixe f2 étant supérieure au produit f1. K/K11 dans lequel K1 et K2 sont les constantes de ressort des premier et second ressorts respectivement. 6. Dispositif selon la revendication 2, caractérisé en ce que ledit collet est situé dans ladite seconde chambre, l'alésage étant pourvu d'un joint d'étanchéité annulaire à lèvre disposé entre ledit collet et ladite troisième chambre, le second orifice i entrée étant orienté vers la troisième chambre, l'orifice de sortie étant orienté vers la seconde chambre, de telle sorte que le taux d'augmentation de ladite pression de fluide modulée est supérieur à zéro. 7. Dispositif selon la revendication 2, caractérisé en ce que ledit collet est situé dans la seconde chambre, l'alésage précité étant pourvu d'un épaulement susceptible d'interrompre la communication de fluide entre les seconde et troisième chambres lorsque ledit collet est appuyé sur lui, le second orifice d' entrée étant orienté vers une face dudit collet éloignée dudit épaulement, ledit orifice de sortie étant orienté vers ladite troisième chambre, de telle sorte que le taux d'augmentation de ladite pression de fluide modulée est nul.