SYSTEME DE FREINAGE POURVU D’UN SYSTEME PISTON-CYLINDRE A ENTRAINEMENT PAR MOTEUR ELECTRIQUE

[0001] La présente invention concerne un système de freinage, présentant un dispositif d’actionnement, en particulier une pédale de frein, et un dispositif de commande et de régulation, le dispositif de commande et de régulation commandant un dispositif d’entraînement à moteur électrique à l’aide du mouvement et/ou de la position du dispositif d’actionnement, le dispositif d’entraînement déplaçant un piston d’un système piston-cylindre par l’intermédiaire d’un dispositif de transmission non hydraulique, de sorte qu’une pression s’établit dans la chambre de travail du cylindre, la chambre de travail étant en liaison avec un frein de roue par l’intermédiaire d’une conduite de pression.

L’état de la technique :

[0002] Les systèmes de freinage modernes se composent d’une amplification de la force de freinage, c’est-à-dire d’une transformation de la force exercée sur la pédale en un couple de freinage amplifié correspondant au niveau des freins de roue et d’une régulation de la force de freinage par le biais de circuits de régulation et de commande ouverts ou fermés. Le moyen de transmission utilisé pour générer la pression de freinage à partir de la force de pédalage est, à quelques exceptions près, la conduite hydraulique dans le domaine des voitures particulières.

[0003] Une répartition en unités de construction entre le renforcement de la force de freinage (BKV) ou la commande de la force de freinage et la régulation de la force de freinage dans une unité hydraulique (HE) est très répandue. Cette configuration est principalement utilisée pour les systèmes tels que le système antiblocage (ABS), le système antipatinage (ASR), le programme de stabilité électronique (ESP) ou encore le frein électrohydraulique (EHB).

[0004] L’unité hydraulique (HE) se compose d’électrovannes, de pompes à plusieurs pistons pour les systèmes de freinage à deux circuits, d’un moteur électrique pour l’entraînement des pompes, d’un accumulateur hydraulique et de plusieurs capteurs de pression. La régulation de la pression s’effectue de manière à ce que, pour réduire le couple de freinage, le fluide sous pression soit évacué des freins de roue dans un accumulateur via des électrovannes et soit repompé par la pompe dans le maître-cylindre de frein, ce qui provoque un mouvement de pédale. L’augmentation et la diminution de la pression sont toutes deux commandées par des électrovannes, pour lesquelles des capteurs de pression sont parfois utilisés pour la commande des électrovannes. Sauf dans le cas de l’EHB, l’amplification de la force de freinage est assurée par le système de freinage à dépression, qui contient en partie des moyens de commutation et des capteurs pour la fonction d’assistance au freinage et pour la reconnaissance du point de commande. Pour les moteurs à essence, le moteur à combustion est utilisé comme source d’énergie pour le vide, mais en tant que moteur à injection directe, il ne fournit plus qu’un faible vide, en particulier à haute altitude. Pour les moteurs diesel, on utilise une pompe à vide mécanique ou électrique. Les systèmes ESP les plus récents sont en mesure d’obtenir une amplification supplémentaire de la force de freinage par la commutation des électrovannes et de la pompe ou, en cas de défaillance du BKV, une amplification de la force de freinage avec une plus grande constante de temps. La description de ces systèmes et fonctions est détaillée dans le manuel de freinage Vieweg Verlag, édition 2003.

[0005] Au milieu des années 1980, Teves a mis en place le système Mark II et Bosch l’ABS3, qui étaient des unités intégrées comprenant tous les composants pour l’amplification de la force de freinage et la régulation avec un BKV hydraulique, voir Manuel technique automobile Bosch 1986, 20e édition. Pour des raisons de coûts, ces systèmes ne se sont pas imposés, à l’exception de leur utilisation sur les véhicules à protection spéciale. Il en va de même pour les systèmes de freinage entièrement électriques, appelés EMB, avec des moteurs électriques sur les freins de roue, qui ont été développés de manière intensive en combinaison avec le réseau de bord 42 V. Outre les coûts supplémentaires, un nouveau réseau de bord redondant est ici nécessaire pour l’alimentation en énergie afin de garantir la capacité de freinage d’un circuit de freinage en cas de défaillance.

[0006] Le frein à coin avec entraînement par moteur électrique fait également partie de la catégorie des systèmes EMB. Dans ce cas, un réseau de bord redondant est également nécessaire malgré la faible consommation d’énergie. La réalisation constructive du frein à coin, qui nécessite des rouleaux supplémentaires pour des raisons d’hystérésis, lesquels exigent une intégration dans l’étrier de frein, n’est pas résolue pour le moment. Le frein à coin avec ses entraînements par moteur électrique avec capteurs doit résister aux conditions ambiantes difficiles (poussière, eau, températures élevées).

[0007] Les systèmes pour BKV et HE sont très développés, notamment les fonctions de commande et de régulation pour ABS à ESP. Par exemple, un dosage très fin de la pression de freinage est possible grâce à la commande guidée par la pression des électrovannes, qui permet également un réglage variable de la force de freinage EBV. La vitesse de réduction de la pression n’est pas encore optimale, car elle est fortement non linéaire. En outre, en cas de saut de µ ou de faible coefficient de friction, la vitesse de réduction de la pression est déterminée par la puissance de pompage relativement faible, ce qui entraîne de grands écarts de régulation et donc une perte de distance de freinage.

[0008] Un système de freinage est connu par DE 3342552. Dans ce système de freinage, le maître-cylindre de frein sert à générer une pression dépendant de la pédale, qui sert de grandeur de référence pour un dispositif électronique de commande et de régulation, qui règle la pression de sortie d’un servodispositif électrohydraulique directement relié au circuit de freinage sur une valeur déterminée par la grandeur de référence. En cas de défaillance du dispositif de régulation ou du dispositif d’asservissement lui-même, la pression dans le circuit de freinage est générée par le maître-cylindre. Au lieu de la grandeur de référence générée en fonctionnement normal au moyen du maître-cylindre de frein, il est possible de faire agir une grandeur de référence générée dans le cadre d’un système antiblocage ou dans le cadre d’une régulation du glissement de la régulation de la propulsion du véhicule automobile sur le dispositif électronique de commande et de régulation et donc sur le dispositif d’assistance électrohydraulique. Le servodispositif présente une unité piston-cylindre hydraulique à commande électrique, dont la chambre de travail est en liaison avec le circuit de freinage et dont le piston peut être déplacé axialement au moyen d’un moteur électrique. Le mouvement de rotation du moteur électrique est alors converti en un mouvement longitudinal du piston par l’intermédiaire d’une broche reliée au piston.

[0009] Le document WO2004/005095 A1 décrit un système de freinage dans lequel un moteur électrique entraîne les pistons d’un système piston-cylindre par l’intermédiaire d’une broche. Les pistons ne sont pas couplés de manière fixe à la broche, de sorte que la vitesse maximale des pistons lors du retour de la broche et donc la vitesse maximale de réduction de la pression sont déterminées par la force des ressorts de pression dans le système piston-cylindre. La pression de freinage à régler dans les freins de roue est déterminée au moyen d’un capteur de pression, la pression étant la grandeur de régulation de la pression de freinage.

[0010] Le document DE 3723916 A1 montre un système de freinage avec un amplificateur de force de freinage hydraulique qui, outre la simple amplification de la force de freinage, réalise également la fonction ABS. Dans la conduite de pression qui relie le système de cylindre de piston et le frein de roue respectif, il n’y a qu’une seule soupape qui est ouverte pour modifier la pression dans le frein de roue et fermée pour maintenir la pression du frein de roue. Dans cette régulation de la pression de freinage, la pression est également la grandeur de régulation.

[0011] Le document DE 195 00544 A1 décrit un système d’actionnement de frein à régulation électronique pour des systèmes de freinage antiblocage de véhicules automobiles, dans lequel un maître-cylindre de frein peut être actionné au moyen d’une pédale de frein. Un capteur détermine la course d’actionnement de la pédale de frein, laquelle constitue une grandeur d’entrée pour une unité de commande qui commande plusieurs générateurs de pression de freinage auxquels les freins du véhicule sont raccordés directement ou par l’intermédiaire d’électrovannes au moyen de conduites hydrauliques. La connexion des conduites hydrauliques au maître-cylindre de frein peut être fermée par un dispositif de soupape. Afin d’obtenir une augmentation de la sécurité de fonctionnement, notamment en cas de défaut électrique ou de panne de l’électronique du véhicule, le piston du maître-cylindre de frein peut être déplacé dans le plan de retombée directement au moyen de la pédale de frein pour établir la pression dans les freins de roue, le dispositif de soupape étant ouvert à cet effet. Les générateurs de pression de freinage comportent chacun un entraînement électrique qui déplace un piston dans un cylindre, de sorte qu’une pression s’établit dans le circuit de freinage, laquelle est déterminée au moyen d’un capteur de pression et transmise à l’unité de commande comme grandeur d’entrée. Dans ce système de régulation de la pression de freinage, la pression est également la grandeur de régulation. Un système de freinage fonctionnant de manière similaire est déjà connu dans DE 4239386 A1.

[0012] On connaît de DE 4445975 A1 un système de freinage pour véhicules automobiles, dans lequel la pression de freinage dans un frein de roue est réglée au moyen d’un piston entraîné par un moteur électrique d’un système piston-cylindre, un capteur de pression étant également prévu dans ce système de freinage pour mesurer la grandeur de régulation. Pour maintenir la pression de freinage dans le frein de roue, on utilise une soupape à 2/2 voies qui permet de fermer la conduite hydraulique entre le système piston-cylindre et le frein de roue.

[0013] DE 10318401 A1 divulgue un dispositif de freinage de véhicule entraîné par un moteur, dans lequel la position de la pédale de frein est déterminée au moyen d’un capteur de course et transmise à une unité de commande. L’unité de commande commande, en fonction de l’état de conduite et de la position de la pédale de frein, un entraînement par moteur électrique d’un système piston-cylindre qui sert à établir la pression dans les circuits de freinage. Il n’est pas prévu de liaison mécanique entre le piston du système piston-cylindre et la pédale de frein, de sorte qu’aucune pression ne peut être établie dans les freins de roue au moyen de la pédale de frein dans le plan de retombée. La pression dans les freins de roue est régulée au moyen de soupapes d’admission et d’échappement associées à chaque frein de roue.

[0014] DE 19936433 A1 et DE 10057557 A1 publient des systèmes de freinage dans lesquels une force d’assistance peut être appliquée sur le piston du maître-cylindre de frein réglable par la pédale de frein au moyen d’entraînements électromagnétiques. Dans ces systèmes de freinage également, la pression dans le maître-cylindre est la grandeur de régulation du processus de régulation de la pression de freinage.

[0015] Il ressort du document DE 695 15 272 T2 un système de freinage dans lequel une position de piston est réglée en fonction d’une position de pédale. Le réglage de la position du piston s’effectue par la définition d’un courant, les erreurs de position du piston étant détectées par des capteurs correspondants.

[0016] Partant du DE 195 00 544 A1, la tâche consiste à mettre à disposition un système de freinage amélioré.

[0017] Ce problème est avantageusement résolu par un système de freinage ayant les caractéristiques de la revendication 1. D’autres configurations avantageuses du système de freinage selon la revendication 1 résultent des caractéristiques des sous-revendications.

[0018] Le système de freinage selon l’invention se caractérise avantageusement par le fait qu’il réalise l’amplification de la force de freinage et le dispositif d’assistance dans un espace réduit par circuit de freinage au moyen d’une seule unité piston-cylindre. L’unité piston-cylindre sert à la fois à l’augmentation et à la diminution de la pression de freinage, à la réalisation de la régulation ABS et antipatinage ainsi qu’en cas de panne de l’alimentation en énergie ou de dysfonctionnement du dispositif d’entraînement. Il en résulte avantageusement une petite unité intégrée et économique pour l’amplification de la force de freinage (BKV) et la régulation, ce qui permet d’économiser de l’espace de montage, des coûts de montage et des conduites de raccordement hydrauliques et à vide supplémentaires. De plus, en raison de la faible longueur de construction, le dôme de ressort, par exemple, n’agit pas sur le maître-cylindre et le mécanisme de pédale en cas de collision frontale.

[0019] En prévoyant avantageusement un système de capteurs ainsi qu’un simulateur de course, il est possible de régler librement une caractéristique variable de la pédale, comme la fonction Brake-bywire, c’est-à-dire l’augmentation de la pression de freinage indépendamment de l’actionnement de la pédale, en tenant compte également de l’effet de freinage du générateur en cas de freinage à récupération.

[0020] En outre, dans la version correspondante, il n’y a pas de défaillance préjudiciable de la pédale de frein en cas de panne de l’entraînement, car la pédale agit directement sur le piston du système. Il en résulte avantageusement des forces de pédale plus faibles en cas de défaillance de l’alimentation en énergie, car les pistons ont une surface active plus petite que les maîtres-cylindres de frein conventionnels. Cela est possible en séparant la course des pistons lorsque l’amplification est intacte et lorsqu’elle est défaillante. On parle ici d’un saut de rapport qui réduit jusqu’à 40 % la force de pédalage pour le même effet de freinage. La réduction de la dépense totale, y compris les connexions électriques, permet en outre de réduire avantageusement le taux de défaillance.

[0021] L’entraînement par moteur électrique permet en outre d’améliorer la régulation ABS/ESP par une commande de pression finement dosée avec des vitesses variables de montée et surtout de descente de la pression. Il est également possible d’abaisser la pression en dessous de 1 bar dans le domaine du vide pour un fonctionnement avec des coefficients de friction minimes, par exemple pour la glace mouillée. De même, il est possible d’obtenir une augmentation rapide de la pression au début du freinage, par exemple de 0 à 100 bars en moins de 50 ms, ce qui a pour conséquence une réduction considérable de la distance de freinage.

[0022] En prévoyant avantageusement un distributeur 2/2 pour l’amplification de la force de freinage et la fonction de régulation, le système de freinage selon l’invention nécessite beaucoup moins d’énergie.

[0023] Il est en outre possible de prévoir pour chaque circuit de freinage ou chaque frein de roue un système piston-cylindre distinct avec un entraînement respectif correspondant. Il est également possible d’utiliser un système piston-cylindre dans lequel deux pistons sont disposés de manière à pouvoir se déplacer axialement dans un cylindre, les cylindres étant couplés hydrauliquement et seul un piston étant entraîné mécaniquement par le dispositif d’entraînement par moteur électrique.

[0024] Différents modes de réalisation du système de freinage selon l’invention sont expliqués plus en détail ci-après à l’aide de dessins.

[0025] On voit :

• Fig. 1: un premier mode de réalisation d’un système de freinage avec un circuit de freinage pour deux freins de roue ;
• Fig. 2: un deuxième mode de réalisation du système de freinage avec deux systèmes piston-cylindre pour deux circuits de freinage pour deux freins de roue respectivement ;
• Fig. 3: un simulateur de trajet pour le système de freinage selon l’invention ;
• Fig. 4: un système piston-cylindre avec un cylindre et deux pistons ;
• Fig. 5 et Fig. 5a: connexion entre le dispositif d’actionnement et les systèmes piston-cylindre ;
• Fig. 6: une vue latérale de l’unité intégrée avec boîtier ;
• Fig. 7: courbes caractéristiques du système de freinage ;
• Fig. 8 et Fig. 8a: entraînement du piston par un bras oscillant à manivelle
• Fig. 9: Entraînement du piston par une broche
• Fig. 10: Actionnement du piston avec force de pédale superposée.

[0026] La figure 1 montre une partie de l’unité intégrée responsable de la génération de pression ou de l’amplification de la force de freinage. Dans ce cas, le piston 1 avec les joints d’étanchéité habituels 2 et 3 est déplacé dans le corps de cylindre 4 parallèlement au piston par une crémaillère 5a de conception spéciale. Le joint 2 est conçu de manière à assurer l’étanchéité même en cas de dépression dans la chambre de piston 4′. Cette crémaillère 5a transmet la force à l’extrémité bombée avant du piston 1 . Celui-ci possède à cet endroit un boulon à collet 1a , par l’intermédiaire duquel la crémaillère 5a avec ressort de rappel 9 ramène le piston dans sa position initiale. La crémaillère est ici en contact avec le corps de cylindre 4a. Ce ressort extérieur présente l’avantage que le cylindre est court et a peu d’espace mort, ce qui est avantageux pour la purge. En raison des forces transversales, la crémaillère est montée dans les galets 10 et 11 avec une pièce coulissante 12 . La figure 1 montre clairement que la disposition parallèle de la crémaillère au piston entraîne une longueur de construction courte. L’ensemble doit être très court pour être en dehors de la zone de collision. La crémaillère est très résistante à la flexion grâce à un profil en H représenté sur la Fig. 5a. La disposition des galets est telle que la crémaillère a une longueur de flexion relativement faible dans la position finale 5b (représentée en pointillés) où la force de flexion est la plus grande, en raison de la force de pression appliquée en décalage. La crémaillère est entraînée par le pignon du moteur 8 via le profil de dent 5a’ et la roue dentée 6, par l’intermédiaire de la roue d’engrenage 7. Ce moteur à faible constante de temps est de préférence un moteur sans balai à rotor en cloche avec enroulement sans fer ou de préférence un moteur correspondant aux demandes de brevet PCT PCT/ EP2005/002440 et PCT/ EP2005/002441 . Celui-ci est commandé par les étages finaux 21, de préférence via trois branches, par un microcontrôleur (MC) 22. Pour cela, un shunt 23 mesure le courant et un signal de capteur 24 et indique la position du rotor et, via des compteurs correspondants, la position du piston. La mesure du courant et de la position est utilisée, en plus de la commande du moteur, pour mesurer indirectement la pression, car le couple moteur est proportionnel à la force de pression. Pour cela, il faut créer dans le véhicule, lors de la mise en service et également pendant le fonctionnement, un diagramme caractéristique dans lequel la position du piston est attribuée aux différentes intensités de courant. En cours de fonctionnement, une position du piston correspondant à une pression déterminée est atteinte conformément à la courbe caractéristique de l’amplificateur décrite plus loin. Si la position et le couple moteur ne correspondent pas tout à fait, par exemple en raison de l’influence de la température, la cartographie est adaptée en cours de fonctionnement. Ainsi, la cartographie est adaptée en permanence. Le champ caractéristique de sortie est formé de préférence par la courbe caractéristique pression-volume du frein de roue, la caractéristique du moteur, le rendement de la boîte de vitesses et la décélération du véhicule. Cette dernière permet d’obtenir une décélération du véhicule proportionnelle à la force de pédalage, afin que le conducteur n’ait pas à s’adapter à différents effets de freinage.

[0027] Le piston 1 génère dans la conduite 13 une pression correspondante qui est transmise au frein de roue 15 via l’électrovanne 2/2 (MV) 14 ou au frein de roue 17 via l’électrovanne MV 16. Cette disposition décrite ci-dessus présente plusieurs avantages. Au lieu de deux petites électrovannes peu coûteuses, on pourrait utiliser une autre unité de moteur à piston, comme le montre la figure 4. Cependant, cela implique des coûts, un poids et un espace d’installation considérablement plus importants.

[0028] Il suffit d’utiliser une unité piston-moteur pour chaque circuit de freinage.

[0029] Le deuxième avantage est la très faible consommation d’énergie et la conception du moteur uniquement pour le fonctionnement par impulsions. Ceci est obtenu en fermant les électrovannes lorsque la valeur de consigne de la pression ou du couple moteur est atteinte et en ne faisant ensuite fonctionner le moteur qu’avec une faible intensité jusqu’à ce qu’une nouvelle valeur de consigne soit définie par la pédale de frein. Ainsi, la consommation d’énergie ou la puissance moyenne est extrêmement faible. Par exemple, dans le cadre d’une conception traditionnelle, le moteur 3 absorberait un courant élevé lors d’un freinage complet à partir de 100 km/h. Conformément à l’invention, le moteur n’a besoin que d’environ 0,05 s de courant pour la course du piston, ce qui représente 1,7 %. Si les valeurs sont rapportées à la puissance, dans le cas traditionnel, le réseau de bord serait sollicité avec >1000 W pendant au moins 3 s et avec le fonctionnement par impulsions proposé, seulement environ 50 W de puissance moyenne. Une économie d’énergie encore plus importante est obtenue lors d’un freinage d’urgence à 250 km/h avec des temps de freinage pouvant atteindre 10 s sur route sèche. Pour soulager la charge d’impulsion du réseau de bord, on peut utiliser ici un condensateur de stockage 27 dans l’alimentation électrique, qui peut également être utilisé pour les autres moteurs électriques conformément à la ligne avec la flèche.

[0030] Dans la conduite de pression 13, on peut utiliser des capteurs de pression en amont ou en aval de l’électrovanne, qui ne sont pas représentés car ils correspondent à l’état de la technique.

[0031] Le piston 1 est alimenté en liquide depuis le réservoir 18 par le trou de reniflage. Une électrovanne 19 est activée dans cette conduite. Si un mouvement rapide du piston a lieu pour réduire la pression, le joint 3 pourrait renifler le liquide du réservoir, en particulier à de faibles pressions, ce qui est notoirement désavantageux. Pour ce faire, l’électrovanne basse pression 19 est activée et la liaison avec le réservoir est interrompue. Cette commutation permet également d’obtenir une dépression dans les circuits de roue 15 / 17, ce qui est utile pour la régulation des roues en cas de très faibles coefficients de frottement, par exemple sur la glace mouillée, car aucun couple de freinage n’est généré dans le frein de roue. D’autre part, il est possible d’utiliser délibérément le reniflage ultérieur en cas de formation de bulles de vapeur, lorsque le piston est déjà en butée sans que la pression correspondante soit atteinte. Dans ce cas, les pistons sont commandés en conséquence par les électrovannes, de sorte que le piston oscillant accumule de la pression. Si l’on renonce à cette fonction, il est possible d’utiliser un joint 3 résistant aux reniflards à la place de l’électrovanne 19.

[0032] Les électrovannes 14 , 16 , 19 sont commandées par le microcontrôleur 22 via des étages finaux 28.

[0033] En cas de panne de l’alimentation en énergie ou du moteur électrique, le piston est déplacé par un levier 26 du dispositif d’actionnement. Un jeu est intégré entre celui-ci et le piston, ce qui empêche le levier de toucher le piston avant que le moteur ne déplace le piston en cas d’actionnement rapide de la pédale.

[0034] La fonction de régulation concernant la vitesse et la pression des roues pour l’ABS / ASR ou le taux de lacet et la pression des roues pour l’ESP a été présentée dans différentes publications, de sorte que nous renonçons à une nouvelle description. Les principales fonctions du nouveau système sont présentées dans un tableau .

[0035] L’intensité du courant partiel dépend de la vitesse de montée en pression ou de descente souhaitée par le BKV ou la régulation de freinage. Pour cela, une constante de temps extrêmement faible du moteur électrique est décisive, c’est-à-dire une augmentation et une réduction rapides du couple sur de petites masses mobiles de l’ensemble de l’entraînement, car la vitesse du piston détermine la vitesse de variation de la pression. En outre, une régulation rapide et précise de la position des pistons est nécessaire pour une régulation du freinage. Lors de la réduction rapide du couple, la force de pression exercée par l’étrier de frein joue un rôle supplémentaire, mais elle est faible pour les faibles pressions. Mais c’est justement ici que la vitesse de chute de pression doit être élevée, afin d’éviter des écarts de régulation importants par rapport à la vitesse de la roue, par exemple sur la glace.

[0036] Ce concept présente un avantage décisif par rapport à la commande de pression traditionnelle par électrovannes, car la vitesse du piston détermine la vitesse de variation de la pression. Par exemple, si la pression différentielle est faible au niveau de la vanne de sortie déterminant la réduction de la pression, le débit et donc la vitesse de réduction de la pression sont faibles. Comme nous l’avons déjà mentionné, l’unité de piston peut être utilisée séparément pour chaque roue, avec ou sans électrovanne. Pour profiter des avantages de la faible consommation d’énergie, le moteur électrique devrait être complété par un frein électromagnétique rapide, qui est toutefois plus coûteux. La version présentée, avec une unité de piston et deux électrovannes, est préférable en termes d’espace et de coûts. Du point de vue de la technique de régulation, il y a toutefois une restriction : si la pression est réduite sur une roue, l’autre roue ne peut pas établir de pression. Toutefois, comme le temps de réduction de la pression est d’environ < 10 % du temps de montée en pression dans le cycle de régulation, cette restriction ne présente pas d’inconvénient majeur. Les algorithmes de régulation doivent être adaptés en conséquence, par exemple après une phase de pression constante d’ouverture de l’électrovanne, le moteur électrique doit être excité avec un courant auquel est associée la pression appropriée dans le frein de roue selon la courbe caractéristique BKV ou qui est par exemple 20% plus élevé que la pression de blocage précédente dans le cycle de régulation. Il est également possible, par exemple, de commander pendant la régulation un niveau de pression adaptatif supérieur de 20 % à la pression de blocage maximale de l’essieu ou du véhicule. Par pression de blocage, on entend la pression à laquelle la roue tourne de manière instable en patinant davantage.

[0037] Le concept offre en outre de nouvelles possibilités de réduction de la pression du point de vue de la technique de régulation. Du point de vue de la technique de régulation, la baisse de pression et la réduction du couple de freinage sont essentiellement proportionnelles à l’accélération de rotation de la roue, à l’hystérésis du joint et inversement proportionnelles au moment d’inertie de la roue. A partir de ces valeurs, il est possible de calculer à chaque fois la valeur de la réduction de pression nécessaire et le piston peut déjà fournir le volume correspondant en tenant compte du diagramme caractéristique décrit lorsque le MV est fermé. Lorsque le MV s’ouvre, la pression est abaissée très rapidement, pratiquement jusqu’au vide. On part du principe que, contrairement aux solutions actuelles, le MV possède un effet d’étranglement plus faible grâce à des sections d’ouverture correspondantes. Dans ce cas, la réduction de la pression peut s’effectuer plus rapidement que dans les solutions conventionnelles par le biais d’un volume de chambre spécialement mis à disposition conformément à la courbe caractéristique du volume de pression. En alternative, il est possible d’abaisser la pression dans un volume de chambre légèrement plus grand que la réduction de pression nécessaire, par exemple par une vitesse de réglage correspondante du piston. Pour une régulation précise de la baisse de pression, un temps de commutation très faible est ici nécessaire pour fermer l’électrovanne, ce qui peut être résolu de préférence par une pré-excitation et/ou une surexcitation. En outre, pour les cas spéciaux de régulation, il est avantageux d’amener l’armature magnétique de l’électrovanne 2/2 dans une position intermédiaire par des procédés PWM connus, afin de produire un effet d’étranglement.

[0038] La réduction très rapide de la pression peut éventuellement générer des oscillations de pression qui se répercutent sur la roue. Pour éviter cet effet néfaste, la course du piston peut être pilotée en conséquence, par exemple à 80% de la réduction de pression nécessaire (réduction de pression rapide), comme autre alternative. Les 20% restants de la réduction de pression nécessaire peuvent alors se faire lentement par un mouvement de piston lent commandé par la suite ou, dans le cas de l’alternative avec commande de la réduction de pression par électrovannes, par synchronisation de l’électrovanne et réduction échelonnée. Cela permet d’éviter les vibrations néfastes des roues. La réduction lente de la pression peut être poursuivie jusqu’à ce que la roue accélère à nouveau lors de la régulation ABS.

[0039] Ainsi, de très faibles écarts de régulation de la vitesse de la roue sont possibles. Par analogie, la méthode décrite ci-dessus peut également être appliquée à la montée en pression. Les vitesses d’augmentation de la pression peuvent être optimisées selon des critères de régulation. On peut ainsi atteindre l’objectif de freiner la roue à proximité immédiate du maximum de la force de frottement et d’obtenir ainsi un effet de freinage optimal avec une stabilité de conduite optimale.

[0040] On a évoqué plus haut des cas particuliers de régulation pour lesquels un effet d’étranglement est avantageux. C’est par exemple le cas lorsqu’il est nécessaire de réduire la pression sur les deux roues en même temps. Dans ce cas, l’effet d’étranglement est avantageux jusqu’à ce que le piston de réglage ait mis à disposition un volume de chambre suffisamment important pour que la réduction de pression rapide qui s’ensuit dans le vide puisse avoir lieu à partir d’un niveau de pression différent. Il est possible de procéder de manière similaire, c’est-à-dire lorsque les électrovannes ont un étranglement intégré dans la section transversale de la vanne et que la montée en pression doit avoir lieu simultanément sur les deux circuits de roue. La montée en pression individuelle alternée est toutefois préférable en raison de la montée en pression dosée avec évaluation de la cartographie et vitesse de déplacement régulée du piston. Le même procédé alterné peut être utilisé en alternative à celui mentionné ci-dessus avec l’effet d’étranglement pour la réduction de la pression. Une autre possibilité consiste à faire reculer le piston avec un signal de régulation ayant un seuil de réponse plus faible que le signal de régulation pour la réduction de pression. Selon l’état de la technique, il s’agit du signal auquel le régulateur détecte une tendance au blocage et commute le MV sur le maintien de la pression (voir manuel du frein p. 52-53). Ce signal est émis 5 à 10 ms avant le signal de réduction de pression. L’entraînement rapide proposé est en mesure de fournir un volume de chambre pour une baisse de pression de 10 bars en l’espace d’environ 5 ms.

[0041] Sur la base de la position du piston pour la réduction de pression, le régulateur peut décider si un volume de chambre suffisant est disponible pour la réduction de pression simultanée pour les deux freins de roue.

[0042] Ces explications montrent que le concept avec l’entraînement à piston électromoteur rapide et à régulation variable et l’électrovanne avec l’évaluation de la pression et du diagramme caractéristique représente un potentiel élevé pour le régulateur, ce qui permet des réductions supplémentaires de la distance de freinage et de la stabilité de conduite.

[0043] La Fig. 2 montre l’ensemble de l’unité intégrée pour BKV et fonctions de régulation. L’unité se compose de deux unités de piston avec les moteurs électriques et les réducteurs correspondants selon la Fig. 1 pour deux circuits de freinage et quatre freins de roue. Les unités de piston sont logées dans le boîtier 4. Ce boîtier est fixé à la paroi frontale 29.

[0044] La pédale de frein 30 transmet la force et le mouvement de la pédale par l’intermédiaire du boulon de palier 31 à une fourche 32 qui agit sur le dispositif d’actionnement 33 par l’intermédiaire d’une articulation sphérique. Celui-ci possède un prolongement cylindrique 34 avec une tige 35 .

[Le cylindre 34 et la tige 35 sont logés dans une douille 37. Celle-ci reçoit les ressorts 36 et 36a du simulateur de course, l’un des ressorts ayant une action faiblement progressive et l’autre une action fortement progressive dans l’augmentation de la force. Le simulateur de course peut également être constitué d’encore plus de ressorts ou d’éléments en caoutchouc. Celui-ci définit les caractéristiques de la force de pédalage. La course de la pédale est détectée par un capteur 38 qui, dans l’exemple dessiné, est construit selon le principe des courants de Foucault et dans lequel plonge la tige 35 avec une cible.

[0046] Le mouvement de la pédale est transmis aux éléments 32 et 33, le piston 34 se déplace avec la tige 35 dans la douille 37 . Un levier 26 est monté à rotation sur le dispositif d’actionnement et vient frapper les pistons en cas de défaillance de l’alimentation en énergie. Le capteur de course de la pédale fournit le signal de course à l’appareil de commande électronique qui, conformément à la courbe caractéristique BKV, telle qu’elle est décrite à la figure 7, provoque un mouvement des pistons via le moteur électrique. Les paramètres de cette courbe caractéristique sont décrits plus en détail à la figure 7. Entre le levier 26 et les deux pistons 1, il existe un jeu s

[0047] L’objectif de l’invention est de trouver une solution simple permettant de désactiver le simulateur de course en cas de panne de l’alimentation électrique. A cet effet, lorsque l’alimentation en énergie est intacte, une force antagoniste est exercée sur la douille 37 par le levier d’induit 41 à grand rapport de transmission et l’aimant de maintien 42, force qui disparaît lorsque l’alimentation en énergie électrique est interrompue. Pour réduire l’aimant, il est également possible d’utiliser des leviers à deux niveaux. Ceci est décrit en détail à la figure 3. Dans ce cas, le levier entre en contact avec les deux pistons par l’intermédiaire de la pédale de frein après le passage du jeu de cette manière et peut ainsi transmettre la force de la pédale aux pistons. Les pistons sont dimensionnés de telle sorte que, lorsque la pédale est en pleine course, ils génèrent une pression qui donne encore un bon effet de freinage, par exemple 80 %. La course des pistons est toutefois nettement plus importante que la course de la pédale et peut générer des pressions de freinage beaucoup plus élevées si l’alimentation en énergie et l’entraînement électrique sont intacts. Le conducteur ne peut toutefois pas fournir la force correspondante sur la pédale. On parle dans cette conception d’un saut de rapport, qui est possible avec le découplage de l’unité d’actionnement avec simulateur de course du piston. Avec la conception conventionnelle, dans laquelle le BKV et le maître-cylindre de frein avec piston sont montés en série, la force nécessaire à la pédale augmente jusqu’à un facteur 5 pour la même pression de freinage de roue en cas de défaillance de l’alimentation en énergie. Avec la nouvelle conception, le facteur peut par exemple être réduit à 3. Ce cas est pertinent, par exemple, pour le remorquage d’un véhicule lorsque la batterie est en panne.

[0048] Le levier 26 est monté pivotant afin de pouvoir tenir compte des tolérances dans le mouvement des pistons, par exemple suite à une différence de purge. Cette compensation peut également être limitée, de sorte que le levier vienne en appui sur une butée 33a du dispositif d’actionnement.

[0049] D’autres cas de défaillance doivent toutefois être considérés.

Panne d’un moteur électrique.

[0050] Dans ce cas, l’amplification et la régulation sont pleinement efficaces lorsque l’actionneur à piston voisin est intact. La pression de freinage est générée par le levier 26 dans le circuit défaillant, après avoir été appliquée sur la butée 33a. Dans ce cas, il est possible d’augmenter en plus la caractéristique d’amplification du deuxième circuit, ce qui réduit la force nécessaire à la pédale. Toutefois, cela peut également se faire sans butée.

Défaillance d’un circuit de freinage.

[0051] Ici, le piston se déplace en butée dans le boîtier 4 . Le deuxième circuit intact est pleinement efficace. Il n’y a pas, comme dans les systèmes conventionnels actuels, de pédale qui tombe, ce qui, comme on le sait, irrite beaucoup le conducteur. L’irritation peut également entraîner une perte totale de l’effet de freinage s’il n’enfonce pas la pédale.

[0052] La Fig. 3 décrit le fonctionnement du blocage du simulateur de course. Dans le cas limite, le conducteur peut appliquer des forces élevées sur la pédale, ce que le dispositif d’arrêt doit faire via le levier d’induit 41. Pour éviter que l’aimant 42 avec la bobine d’excitation 43 ne doive appliquer entièrement ces forces, l’extrémité supérieure bombée 41a du levier s’engage de manière asymétrique dans la douille 37. Si la pédale est alors déviée jusqu’à ce que la tige 35 touche le fond 37b, cet effet de levier provoque une légère rotation de la douille 37 , ce qui génère un frottement dans le guidage, le nez 37a pouvant en outre s’appuyer sur le boîtier 4. Ainsi, la force magnétique peut être maintenue à un niveau relativement faible. L’aimant est en outre conçu comme un aimant de maintien 42, de sorte qu’une petite puissance de maintien est nécessaire en raison du petit entrefer. En cas de coupure de l’alimentation électrique, le levier d’armature 41 est dévié de la douille 37 vers la position 41′ en pointillés. Lorsque le dispositif d’actionnement 33 revient à sa position initiale, le ressort de rappel 44 ramène le levier d’ancrage à sa position initiale.

[0053] Le capteur 38 a été déplacé à l’extrémité de l’alésage de la douille dans le boîtier 4, ce qui présente des avantages pour le contact avec l’unité de commande électrique, comme cela est représenté sur la figure 6. Il en va de même pour le contacteur de feu stop 46 . Dans cet exemple de réalisation, la cible 45 pour le capteur à courants de Foucault est dessinée.

[0054] Le blocage du simulateur de course par la douille 37 peut être modifié afin d’éviter la rétroaction de la pédale décrite à la figure 7 en cas d’ABS. Pour ce faire, le levier 41 avec son palier et l’aimant 42 avec son logement 42a peuvent être déplacés par un moteur électrique 60 qui entraîne une broche 60a par l’intermédiaire d’un engrenage 60b. Le levier est monté sur le prolongement de la broche et le boîtier de l’aimant y est fixé.

[0055] La figure 4 montre une représentation de principe d’une solution avec un seul moteur électrique 7a . Cette description s’appuie sur les figures 1 et 2. Le pignon d’entraînement du moteur déplace la crémaillère 5c , qui peut également être déplacée parallèlement, comme sur la figure 1. Celle-ci est reliée à un piston 1a qui crée une pression dans le circuit de freinage 13a et déplace en même temps, par le biais de la pression, le piston 1a qui crée une pression dans le circuit de freinage 13. Cette disposition des pistons correspond à un maître-cylindre de frein conventionnel pour lequel il existe de nombreuses variantes de pistons et de modèles de joints. Comme dans les figures précédentes, les électrovannes 2/2 voies 14 , 14a , 15′ , 15a sont disposées dans les circuits de freinage. La modulation de pression ABS s’effectue de la manière décrite précédemment. La fonction BKV est assurée par une simulation de course 36 et un capteur de course 38 disposés en parallèle. Ici aussi, il y a un jeu ou une course à vide s entre le piston 1a et la pédale de frein.

[0056] La figure 5 montre la vue de la paroi frontale sur l’unité intégrée dont la bride 4b est vissée à la paroi frontale au moyen de vis 47. On voit ici l’unité d’actionnement 33, le levier 26 et un boulon 39 non décalé servant de sécurité anti-torsion. Le contour d’un BKV sous vide de 10 » est dessiné ici à titre de comparaison. On voit ici un avantage important dans la hauteur de construction avec le couvercle 48 du réservoir. En fonction de la distance A, la paroi frontale pourrait être abaissée, ce que souhaitent les concepteurs. Sur le côté gauche de la bride, en référence à la fig. 5a, on a dessiné en pointillés l’entraînement de la crémaillère 5. Ce détail est représenté agrandi comme Fig. 5a sur la moitié droite de la figure. Le pignon de la roue dentée 6 s’engrène des deux côtés dans la forme en H de la crémaillère 5 . Les forces transversales décrites sont supportées par le rouleau 10 ou 11 selon la figure 1 avec le palier 10a. Pour des raisons de coût, la crémaillère peut être fabriquée en matière plastique. Comme la pression de surface de cette dernière ne suffit pas, on insère ici des bandes de tôle dure 49 qui s’adaptent aux rouleaux lorsque l’appui est légèrement bombé. La roue d’engrenage 7, qui est en prise avec le pignon du moteur, est pressée dans le pignon 6. De préférence, le pignon est logé dans le carter moteur 8a.

[0057] La figure 6 montre une vue latérale de l’ensemble intégré comprenant le boîtier 4 , la chape 32 pour la pédale de frein 30 , l’unité d’actionnement 33 , la bride 45 , les vis de fixation 47 , le couvercle 48 . Cette vue montre la courte longueur de construction dans laquelle l’appareil de commande électronique 50 est monté sur la face avant. Selon l’état de la technique, celui-ci est relié aux bobines ou à une partie du circuit magnétique des électrovannes 14 et 16, afin d’économiser en outre des lignes de contact et de connexion électrique. Cette caractéristique peut être étendue en mettant directement en contact tous les composants électriques tels que le moteur électrique 8 , la bobine magnétique 43 , le capteur de déplacement 38 , le commutateur de feux stop 46 , le transmetteur de niveau de liquide de frein 53 avec l’appareil de commande sans lignes de connexion électriques. Dans ce cas, l’appareil de commande devrait être monté par le haut en direction 50a. Mais il est également possible de le faire en direction 50b, ce qui implique une modification de la disposition de la bobine magnétique.

[0058] Les électrovannes sont de préférence fixées sur une plaque support 51, car pour des raisons de coût, elles sont pressées dans de l’aluminium à fort allongement à la rupture. Les vis de fermeture 52 pour les conduites de frein sont vissées dans cette plaque de support. Dans la partie centrale de l’appareil de commande est dessiné le système de contact qui comprend dans la zone 54 une alimentation électrique redondante, dans la zone 55 la ligne de bus, en 56 les capteurs pour ABS et ESP.

[0059] La figure 7 montre les principales caractéristiques du système de freinage. Sont représentées la force de pédale F

[0060] Les courbes caractéristiques 59 montrent la défaillance de l’entraînement électrique, pour laquelle, après le jeu s

[0061] La position de la pédale et la pression de freinage permettent de constater que la modulation de pression de 10 bars ne se répercute pas sur la pédale pour des pressions de blocage > 50 bars, car la pédale est bloquée à S

[0062] Les lignes plus épaisses sont les lignes d’amplification 58 et 58a , qui permettent d’associer la force de la pédale F

[0063] Pour F

[0064] L’entraînement électrique peut être considéré comme plus sûr que le BKV à vide en cas de défaillance de l’alimentation en énergie, car au moins deux entraînements par moteur électrique sont utilisés pour l’invention proposée, c’est-à-dire qu’un agit de manière redondante et qu’il est connu que le taux de défaillance global λ

[0065] La figure 8 montre une autre solution d’entraînement à piston. A la place de la crémaillère, on peut utiliser un bras oscillant à manivelle 60, qui est relié au piston par une entretoise de traction 61 via l’axe de palier 62. Le ressort de rappel 9 agit sur le bras oscillant de manivelle, dont la position initiale est donnée par la butée 65. Le bras oscillant est entraîné par le moteur 11 par l’intermédiaire d’une boîte de vitesses 63 à plusieurs étages.

[0066] La figure 8a montre un bras oscillant de manivelle à deux bras 60 et 60a avec deux tirants 61 et 61a . Ainsi, seules de faibles forces transversales agissent sur le piston. Le réducteur 63 est ici encapsulé dans un carter de moteur élargi 64 et est entraîné par le pignon d’entraînement 11a du moteur 11. L’avantage de cette solution réside dans l’encapsulation de l’engrenage, ce qui permet un remplissage d’huile ou de graisse, autorise une denture hélicoïdale et est donc plus résistante et moins bruyante.

[0067] La figure 9 montre une autre alternative avec un entraînement par vis qui est disposé à l’intérieur du rotor du moteur électrique. Cette disposition est connue du document DE 195 11 287 B4, qui se réfère à des freins à disque à commande électromécanique. Dans la solution présentée, l’écrou 67 est un élément séparé situé dans l’alésage du rotor 66 et s’appuie sur la bride 66a du rotor. Les forces de pression du piston 1 agissent sur celui-ci. L’entraînement par vis agit en outre comme un réducteur, la vis 65 transmettant la force au piston. Tous les entraînements présentés jusqu’à présent ont un réducteur couplé de manière fixe au piston, qui doit être déplacé par la pédale de frein en cas de défaillance de l’alimentation en énergie et accéléré par le moteur en cas d’actionnement rapide de la pédale. Ces forces d’inertie empêchent un actionnement rapide de la pédale et irritent le conducteur. Pour éviter cela, l’écrou est mobile axialement dans l’alésage du rotor, de sorte que l’entraînement par vis à billes est désactivé en cas d’actionnement de la pédale. Pour le fonctionnement normal avec moteur électrique, l’écrou est fixé par un levier de 70 mm, qui est efficace en cas de retour rapide du piston, notamment lorsqu’il y a du vide dans la chambre du piston. Ce levier est monté dans le rotor par l’intermédiaire de l’arbre 71 et, lorsque le moteur ne tourne pas, il est déplacé par le ressort 72 dans une position dans laquelle l’écrou est libre. Comme le moteur d’entraînement accélère extrêmement rapidement, la force centrifuge agit ici sur le levier et l’écrou est entouré par le levier pour le mouvement du piston.

[0068] Ce mouvement peut également être réalisé par un électroaimant dessiné en pointillés, dans lequel le levier représente une armature rotative. Le couple de rotation généré par l’écrou sur la vis est absorbé par deux goupilles de palier 69 et 69a. Ces goupilles sont également des supports du ressort de rappel 9 . Le rotor est de préférence logé dans un roulement à billes 74, qui absorbe les forces axiales du piston, et dans un palier lisse 75 , qui peut également être un roulement à rouleaux. Cette solution implique une plus grande longueur de construction, ce qui apparaît clairement dans la comparaison avec la figure 9, car la longueur de pénétration de la vis dans l’écrou est égale à la course du piston. Pour que cet allongement reste faible, le carter du moteur 74 est directement bridé sur le carter du piston 4. Cela présente en outre l’avantage d’un choix de matériau différent pour le moteur et le boîtier du piston.

[0069] L’écrou 67 peut aussi être directement relié au rotor 66, par exemple par injection. Un écrou en plastique à faible coefficient de frottement peut être utilisé pour les forces requises.

[0070] En cas de défaillance d’un moteur ou de l’alimentation en énergie, la pédale non dessinée agit sur la fourche conformément à la figure 2 et, par l’intermédiaire du levier 26, après la course à vide, ainsi sur la broche 65 ou le piston 1 . Comme il faut exclure tout blocage de l’entraînement avec cette solution, la butée 33 peut être à une distance plus petite du levier. Cela présente l’avantage que la force de la pédale s’exerce pleinement sur le piston, par exemple en cas de panne d’un moteur électrique. Dès que le levier s’appuie sur l’extrémité opposée lors de la rotation, seule la moitié de la force de la pédale agit sur le piston. Dans la conception, la tige et le piston sont découplés, ce qui n’a pas été réalisé séparément.

[0071] Le retour du piston dans sa position initiale est important. Si le moteur tombe en panne dans une position intermédiaire, le ressort de rappel du piston peut en outre être assisté par un ressort spiral 66a , qui est disposé à l’extrémité du rotor 66 et du carter de moteur 74 et qui est couplé à ce dernier. Celui-ci doit compenser le couple d’arrêt et le couple de frottement du moteur. Ceci est particulièrement avantageux pour les petites forces de rappel des pistons qui agissent sur la pédale en cas de défaillance de l’alimentation en énergie, en liaison avec le levier d’embrayage décrit à la figure 9.

[0072] La figure 10 montre un autre modèle simplifié avec un entraînement à piston par moteur électrique, dans lequel le piston 1 assure à nouveau l’amplification de la force de freinage et la modulation de pression pour l’ABS. Conformément aux figures 1 à 9 , les chambres de piston 1′ sont reliées par des conduites 13 et 13a aux freins de roue (non représentés) et aux électrovannes également non représentées. La structure correspond à la figure 8 avec entraînement par vis 65 et avec rotor 66, écrou 67 solidaire, séparation du moteur et du piston, boîtier 74 ou 4, ressorts de rappel du piston 9 et goupille de palier 69, ressort spiral 66a pour le rappel du moteur. Comme sur la figure 2, la force exercée sur la pédale est transmise par une fourche 26 à un dispositif d’actionnement 34 avec tige 35. Celle-ci est logée dans le boîtier 74 du moteur et porte dans son prolongement une cible 45, par exemple pour un capteur à courants de Foucault 38, qui mesure la course de la pédale. Le dispositif d’actionnement est rappelé par un ressort 79. Un levier 26 est à son tour monté sur le dispositif d’actionnement 35 et porte à son extrémité, dans la liaison avec le piston, de préférence des ressorts à lame 76 qui sont reliés à un capteur de course 77 dans le cas d’un ressort à lame fort ou à un capteur de force 77a dans le cas d’un ressort plus souple. Dans les deux cas, il s’agit ici de mesurer la force transmise par le levier ou la pédale. Le ressort à lame 76 a pour fonction, lors de l’actionnement de la pédale, d’éviter une réaction dure avant que le moteur ne démarre. Cette fonction s’effectue de telle sorte que, dans une fonction déterminée de cette force de pédale, les moteurs exercent une force d’amplification sur le piston, cette force pouvant à son tour être déterminée à partir du courant et de la course du piston ou d’un capteur de pression. Dans ce cas, la course de la pédale peut être traitée par le capteur de course 38 dans cette fonction d’amplification ou courbe caractéristique. Ce capteur peut également assumer la fonction d’amplificateur au début du freinage en cas de faibles pressions, en combinaison avec le ressort de rappel 76. Dans ce cas, le ressort 79 assure la fonction de ressort de simulation de course.

[0073] Le boîtier du moteur possède une bride pour la fixation de l’unité par les boulons 78 dans la paroi frontale. Ce concept simplifié n’a pas la complexité du simulateur de course et de l’arrêt. L’inconvénient est la caractéristique limitée de la course de la pédale de l’amplificateur, un affaissement de la pédale en cas de défaillance du circuit de freinage et des forces plus élevées sur la pédale en cas de défaillance de l’amplificateur, car la course de la pédale et celle du piston sont identiques. Ce modèle est surtout adapté aux petits véhicules.

[0074] Dans la forme d’exécution selon la figure 10, des soupapes de sécurité 80 sont dessinées à titre représentatif pour toutes les solutions, qui deviennent actives si, par exemple, un entraînement de piston se bloque lorsque la pédale revient dans la position initiale. Lors du mouvement de la pédale, un prolongement conique du dispositif d’actionnement 35 actionne les deux soupapes de sécurité 80 qui ferment la liaison entre le circuit de freinage 13 ou 13a et le circuit de retour. On s’assure ainsi qu’aucune pression de freinage n’est établie dans le circuit de freinage lorsque la pédale est en position initiale. Ces soupapes peuvent également être actionnées de manière électromagnétique.

[0075] Les systèmes importants pour la sécurité ont généralement une possibilité de coupure séparée pour les défauts dans les étages finaux, par ex. flux de courant complet par alliage traversant. Dans ce cas, une possibilité de déconnexion est intégrée, par exemple par un relais traditionnel. La partie diagnostic du circuit électrique détecte cette erreur et désactive le relais qui alimente normalement les étages finaux en courant. Les concepts proposés ici doivent également comporter une possibilité de coupure, qui est réalisée par un relais ou un MOSFET central.

[0076] Compte tenu de la commande par impulsions des moteurs électriques, il est également possible d’utiliser un fusible, car le rapport impulsion-arrêt est très important.