Mécanisme de transmission<B>à</B> rapport variable La présente invention a pour objet un méca nisme de transmission<B>à</B> rapport variable, compre nant deux dispositifs, d'engagement d'entrée, une première et une seconde roue dentée planétaire coaxiales l'une<B>à</B> l'autre et reliées respectivement aux dispositifs d'engagement de manière, que ceux-ci puissent entramer ces roues indépendamment et simultanément, une pluralité de freins de réaction, une cage satellite portant des pignons engrenant avec ces roues planétaires, un arbre de sortie, et des moyens pour transmettre le mouvement<B>à</B> cet arbre de sortie.
Des mécanismes de ce genre sont bien connus et comprennent généralement un jeu de trains d'en grenages épicycliques muni<B>de</B> dispositifs de friction agissant<B>à</B> la manière de freins, et qui sont suscep tibles de maintenir l'un ou l'autre des éléments du train d'engrenages stationnaire, assurant ainsi le rap port de transmission désiré entre un élément d'entrée et un élément de sortie, et un ou plusieurs em brayages susceptibles d7être utilisés soit pour trans mettre un couple<B>à</B> partir d'une pièce d'entrée soit pour verrouiller les unes aux autres diverses parties des trains d'engrenages.
L'avantage des mécanismes de<B>ce</B> genre consiste en ce que le changementde rapport peut être effec tué de façon certaine et facilement et requiert une moindre habileté de la part<B>de</B> l'opérateur. Dans cer tains cas, ces, mécanismes peuvent présenter un avantage technique<B>dû</B> au fait qu'on peut effectuer un changement de rapport de transmission sans interruption de la transmission d'énergie.
Des méca nismes de ce genre se prêtent<B>à</B> l'utilisation de<B>dis,</B> po sitifs de commande assurant un changement de rapport dit<B> </B> automatique<B> ,</B> c'est-à-dire un change ment conforme aux vitesses du moteur ou<B>à</B> la route, ces changements pouvant être influencés par le cou- ple ou par le degré d'ouverture du dispositif de com mande d'admission du moteur ou encore par les deux.
Les mécanismes du genre spécifié proposés jus qu'ici présentent des complications, un poids et un encombrement supérieurs<B>à</B> ceux des mécanismes plus communément utilisés, et ils impliquent en outre des limitations considérables en ce qui con cerne les rapports de transmission d'énergie suscep tibles d'être obtenus en pratique. I.P-ur inconvénient principal consiste cependant en ce qu'il est néces saire de mettre en prise plus d'un seul élément de friction pour effectuer un changement de rapport. Cette circonstance exige une coordination dans le temps, de, la mise, en prise desdits éléments, lorsqu'il est nécessaire d'assurer un changement de rapport sans interruption de la transmission d'un couple.
Par exemple, il peut être nécessaire de mettre en prise un embrayage et un frein et il peut être néces saire<B>de</B> mettre un autre embrayage et un autre frein hors de prise pour assurer le changement de rapport.<B>Il</B> peut être nécessaire que l'un dudit em brayage et dudit frein soit mis en prise légèrement avant l'autre afin d'obteffir un changement de rap port doux, et il peut aussi être nécessaire que l'autre embrayage et l'autre frein soient nus hors<B>de</B> prise de façon coordonnée dans<B>le</B> temps.<B>Il</B> en résulte une complication considérable pour l'application d'une<U>commande</U> automatique et cela rend presque impossible l'obtention d'un changement<B>de</B> rapport doux et continu dans toutes les conditions de fonc tionnement.
De plus, un mécanisme<B>de</B> ce genre comporte généralement des modifications considé rables de la vitesse<B>de</B> certaines parties des engre nages épicycliques ou satellites. Par exemple, une cage relativement lourde, et portant plusieurs pignons doit être maintenue stationnaire pendant le fonction- nement correspondant<B>à</B> un premier rapport mais doit tourner<B>à</B> la vitesse du moteur pendant un fonc tionnement correspondant au rapport suivant.
Cela ajoute<B>à</B> la difficulté rencontrée pour obtenir un changement doux et accroît également la nécessité <B>de</B> dispositifs compliqués de coordination dans le temps du fait que, s'il se produit une modification considérable de la force vive et si l'énergie néces saire pour assurer cette modification doit être i.mpar- tie, au train d'engrenages<B>à</B> partir de l'arbre de sortie, un couple de sens inverse est engendré.
Un autre inconvénient consiste en ce que, par exemple lors d'une accélération<B>à</B> partir d'un état de repos, il peut être, nécessaire d'impartir une énergie notable au train d'engrenages, ce qui, réduit d!autant raccélé- ration disponible.
Le but de la présente invention est de fournir un mécanisme de transmission simple et robuste présentant au moins quatre, rapports de transmission en marche avant, lorsque cela est né#s- saire, et permettant de changer le rapport de trans mission sans interrompre la transmission d'énergie et sans perte d!énergie. transmise, ceci par mise hors de prise. et en prise d7un seul élément de friction. L'invention a aussi pour but de fournir un train d'engrenages<B>à</B> partir duquel on puisse obtenir des, rapports de transmission adéquats et qui permet de changer de rapport avec un changement nuinimuni de force vive.
Par exemple, la cage relativement lourde et les pignons du train d?,engrenages peuvent être stationnaires pour un premier rapport de trans mission, tourner<B>à</B> faible vitesse pour un second rap port,<B>à</B> une plus grande vitesse pour un troisième rapport, -et <B>à</B> la vitesse du moteur pour un quatrième rapport. Uinvention a en outre pour but<B>de</B> fournir un mécanisme, au moyen duquel des moyens de coordination dans le temps relativement simples puissent être employés pour modifier les états d'en gagement et de non-engagement selon qu'on effectue une augmentation ou une diminution du rapport de transmission et selon les vitesses auxquelles ces changements de rapport doivent être effectués.
On comprendra que, dans un mécanisme de ce genre, lorsqu'on effectue une augmentation du rapport de transmission<B>à</B> pleine puissance, il est désirable que la transmission de puissance soit intégralement maintenue pendant la totalité du changement et qu'un élément de friction ne doit par conséquent pas être complètement dégagé avant que Pautre élément de friction soit effectivement engagé. Lorsqu'on effectue une diminution du rapport de transmission <B>à</B> pleine puissance, il est désirable que ]!un des<B>élé-</B> ments soit dégagé avant que l'autre élément ne soit engagé, de façon<B>à</B> laisser au moteur le temps d'aug menter sa vitesse jusqu7à la valeur appropriée.
Il est évidemment beaucoup plus facile d'obtenir ce résul tat lorsqu'on n7a <B>à</B> dégager qu'un seul élément et<B>à</B> engager qu'un seul élément également pour assurer le changement de rapport.
Le mécanisme faisant l'objet de l'invention est caractérisé en ce qu'à comprend une troisième roue dentée planétaire coaxiale aux deux premières, com prenant un plus grandnombre de dents que chacune d'elles et connectée<B>à</B> l'un desdits freins de réaction, un premier élément<B>à</B> broche porté par ladite cage et décalé par rapport<B>à</B> Paxe commun des roues pla nétaires, deux pignons eun nombre de dents diffé rent l'un de l'autre sur ledit élément<B>à</B> broche et engrenant respectivement avec les seconde et troi sième roues planétaires, le pignon ayant<B>le</B> plus petit nombre de dents engrenant avec la troisième roue planétaire, un troisième pignon sur ledit élément<B>à</B> broche,
un second élément<B>à</B> broche porté par ladite cage et décalé par rapport<B>à</B> l'axe commun des roues planétaires et par rapport<B>à</B> l'axe du premier élément <B>à</B> broche, un pignon sur ledit second élément<B>à</B> broche engrenant avec la première roue planétaire, les moyens susdits transmettant la puissance<B>à</B> l'arbre <B>de</B> sortie étant connectés opérativement <B>à</B> l'un des éléments<B>à</B> broche.
Le dessin annexé représente,<B>à</B> titre d'exemple, une forme d'exécution et des variantes du méca nisme faisànt l'objet de l'invention.
Les fig. lA et 1B constituent une vue en coupe longitudinale de ladite forme d'exécution, selon X-X de la fig. 2.
La fig. 2 est une vue en bout d'un train d'engre nages de ladite forme d'exécution.
La fig. <B>3</B> est une vue schématique en perspective montrant la disposition dudit train d'engrenages.
La fig. 4 est une vue schématique en perspective d'une variante du train d7engrenages; et la fig. <B>5</B> est une vue analogue d'une autre variante dudit train & engrenages.
Ainsi qu'on peut<B>le</B> voix aux fig. lA et 1B, la forme d'exécution représentée comprend un ensemble d'embrayage<B>10</B> qui est agencé de manière<B>à</B> pouvoir être boulonné au volant d'un moteur<B>à</B> combustion interne, et qui comprend deux embrayages<B>à</B> friction <B>à</B> commande hydraulique<B>A</B> et B.
Ces, embrayages comprennent des plateaux rotatifs<B>11</B> et 12, des pla teaux<B> & </B> pression<B>13</B> et 14, des plateaux de friction <B>15</B> et<B>16</B> qui constituent respectivement le plateau avant et le plateau arrière de l'ensemble d'embrayage, des plateaux isolifnts, <B>17</B> et<B>18,</B> des, diaphragmes flexibles<B>19</B> et 20, un plateau central 21 qu'on appellera ci-dessous corps de soupape de l'em brayage et qui porte les diaphragmes<B>19</B> et 20, ceux- ci étant de forme annulaire et étant maintenus<B>à</B> leur pourtour intérieur par des anneaux de fixation 22 et<B>23</B> et,<B>à</B> leur périphérie,
par des anneaux de fixa tion 24 et<B>25.</B> Chacun des embrayages est muni de plusieurs ressorts<B>de</B> débrayage<B>26</B> et<B>27.</B> Du liquide sous pression destiné<B>à</B> assurer la mise en prise des embrayages pénètre dans des espaces. d'actionnement <B>28</B> et<B>29 à</B> travers des conduits, dont l'un est repré senté en<B>30.</B> Deux soupapes<B>à</B> piston<B>31,</B> une pour chaque embrayage, sont montées<B>à</B> glissement dans un alésage pratiqué dans,<B>le</B> corps de soupape et servent soit<B>à</B> faim communiquer le conduit<B>30</B> avec un conduit<B>32,</B> pour assurer l'engagement de l'em- brayage, soit<B>à</B> faire communiquer un conduit<B>33</B> avec un conduit d'échappement 34, pour assurer<B>le</B> débrayage<B>de</B> l'embrayage.
Un ressort<B>35</B> sollicite chaque soupape<B>à</B> piiston vers. l'extérieur, de manière <B>à</B> la maintenir normalement en position de débrayage.
Le mécanisme comprend également un ensemble de freinage<B>36</B> qui comprend trois freins<B>à</B> plateau <B>à</B> commande hydraulique<B>C, D</B> et<B>E.</B> La construction des freins est quelque peu analogue<B>à</B> celle des em brayages. Du liquide sous pression agissant sur des diaphragmes flexibles<B>37, 38</B> et<B>39</B> provoque la mise en prise de plateaux rotatifs 40, 41 et 42 avec des plateaux de pression 46, 47 et 48, par l'intermé diaire de plateaux isolants 43, 44 et 45. Dans ces freins, des garnitures 49,<B><I>50, 51,</I> 52</B> etc. sont fixées aux plateaux de pression et<B>à</B> d'autres plateaux fixes tels que le plateau<B>53</B> que comprend l'ensemble, tandis que, dans l'ensemble d'embrayage, des garni tures de friction sont fixées aux plateaux rotatifs.
Le mécanisme comprend en outre un ensemble d'engrenages. Cet ensemble comprend un arbre d'en trée 54 et un manchon d'entrée<B>55</B> portant respec tivement des roues d'engrenage planétaires<B>56</B> et<B>57,</B> et un manchon de réaction<B>58</B> portant un engrenage planétaire<B>59.</B> Un arbre de sortie<B>60</B> porte une roue planétaire dentée<B>61.</B> Une cage 64 porte des<B>élé-</B> ments<B>à</B> broche<B>62</B> et d!autres, éléments<B>à</B> broche<B>63,</B> tous ces éléments étant décalés par rapport<B>à</B> l'axe commun des roues planétaires. Les éléments<B>62</B> por tent trois jeux de dents d'engrenages, c'est-à-dire trois pignons<B>65, 66</B> et<B>67</B> de différentes dimensions.
Chacun des éléments<B>63</B> porte deux jeux de dents d'engrenages, c'est-à-dire deux pignons<B>68</B> et<B>69</B> de différentes dimensions. Les pignons<B>68</B> engrènent avec la roue planétaire<B>56</B> et les pignons<B>69</B> engrè nent avec la roue planétaire<B>61.</B> Les pignons<B>65, 66</B> et<B>67</B> engrènent respectivement avec les roues pla nétaires<B>59, 57</B> et avec<B>le</B> pignon<B>68.</B>
L'arbre d'entrée 54 porte un moyeu<B>110</B> auquel est fixé le plateau rotatif<B>Il</B> de sorte que, lorsque l'embrayage<B>A</B> est en prise, de l'énergie peut être transmise<B>à</B> la roue d'engrenage<B>56</B> par l'intermé diaire, de l'arbre 54. Le manchon<B>55</B> porte un moyeu 112 qui est relié au plateau rotatif 12 si bien que, si l'embrayage B est engagé, de l'énergie peut être transmise<B>à</B> la roue d'engrenage planétaire<B>57</B> par l'intermédiaire du manchon<B>55.</B> Le manchon d'en trée<B>55</B> peut également servir<B>de</B> manchon de réac tion et porte un moyeu 140 fixé au plateau rotatif 40 de sorte que, si le frein<B>C</B> est engagé, le manchon<B>55</B> et la roue d'engrenage<B>57</B> sont maintenus station naires.
Le manchon de réaction<B>58</B> porte un moyeu 141 qui est relié au plateau rotatif 41 et, si le frein <B>D</B> est engagé,<B>le</B> manchon<B>58</B> et l'engrenage<B>59</B> sont maintenus stationnaires. La cage 64 porte des moyeux 142 et 242 que présentent les plateaux rota tifs 42 et, si le frein<B>E</B> est engagé, cette cage 64 est maintenue stationnaire. Le mécanisme comprend encore un ensemble hydraulique<B>70.</B> Cet ensemble comprend une pompe <B>71</B> entraînée<B>à</B> partir de l'ensemble d'embrayage, un palier d'avance<B>72</B> muni de plusieurs segments d'étanchéité et présentant deux rainures<B>73</B> et 74 au moyen desquelles du liquide sous pression peut être amené<B>à</B> l'un ou l'autre des embrayages<B>A</B> et B ou <B>à</B> tous les deux<B>à</B> la fois.
Plusieurs perçages non représentés font communiquer l'ensemble hydrau lique aux différents freins. Cet ensemble comprend des soupapes de décharge, une soupape de sélection, et une soupape permettant la sélection manuelle aussi bien qu'automatique des différents rapports. Tout cela est décrit de façon plus détaillée dans le brevet suisse No <B>362926.</B>
En fonctionnement, on obtient le premier rap port de transmission en engageant l'embrayage<B>A</B> et le frein<B>E.</B> La roue d'engrenage<B>56</B> est alors entraî née et la cage 64 est maintenue stationnaire. Le cou ple est transmis<B>à</B> l'arbre de sortie par l'intermédiaire des roues et pignons<B>56, 68, 69</B> et<B>61.</B>
On obtient un second rapport de transmission en libérant le frein<B>E</B> et en engageant le frein<B>D.</B> En se reportant<B>à</B> la fig. <B>3,</B> on comprendra que si la roue d'engrenage<B>56</B> est alors entramée dans le sens avant indiqué par une<B>flèche,</B> Pengrenage <B>59</B> étant maintenu stationnaire, la cage 64 qui porte les<B>élé-</B> ments<B>à</B> broche<B>62</B> et<B>63</B> tourne lentement dans le sens avant du fait que le pignon<B>68</B> tourne lentement dans le sens arrière, forçant ainsi les pignons<B>67</B> et <B>66</B> et<B>65</B> de tourner dans le sens avant, de sorte que le pignon<B>65</B> tourne autour de l'axe de l'engrenage planétaire<B>59</B> avec lequel il engrène.
Pour obtenir le troisième rapport de transmis sion, on libère le frein<B>D</B> et on serre le frein<B>C.</B> La roue planétaire<B>57</B> est ainsi maintenue stationnaire, la roue d'engrenage<B>56</B> est entraînée et la cage 64 tourne<B>à</B> une plus grande -vitesse du fait que le pignon<B>66</B> présente un diamètre supérieur<B>à</B> celui du pignon<B>65</B> et que la roue d'engrenage<B>57</B> est de plus petit diamètre que l'engrenage planétaire<B>59.</B>
Afin d'obtenir une transmission en prise directe, on libère tous les freins et on engage l'embrayage B. Du fait que les deux embrayages sont engagés et que les deux roues d'engrenage<B>56</B> et<B>57</B> sont en prise, la cage 64 et l'arbre<B>60</B> tournent<B>à</B> la même vitesse que les plateaux rotatifs de l'ensemble d'em brayages.
On remarquera que, dans cet état de prise directe, du fait que<B>le</B> pignon<B>66</B> engrenant avec la roue planétaire<B>57</B> a tendance<B>à</B> être entreiné dans le sens opposé<B>à</B> celui dans lequel le pignon<B>68</B> engrenant avec la roue d'engrenage planétaire<B>56</B> est entraîné, le couple d'entrdînement appliqué<B>à</B> l'em brayage B agit dans le même sens que celui appliqué <B>à</B> l'embrayage<B>A</B> et le couple fourmi par le moteur auquel le mécanisme est relié est partagé entre les deux embrayages. Cela permet de donner<B>à</B> l'em brayage B de plus petites dimensions, du fait qu'il n'est jamais utilisé en marche, avant pour trans mettre<B>à</B> lui seul la totalité du couple du moteur.
Pour obtenir une transmission en marche arrière, on engage Yembrayage B, on dégage l'embrayage<B>A</B> et on engage le frein<B>E.</B> La cage 64 est alors main tenue, stationnaire et la roue planétaire<B>57</B> est entre- née. Un couple est par conséquent transmis en mar che arrière par l'intermédiaire des roues et pignons <B>57, 66, 67, 68, 69</B> et<B>61</B> et le sens de rotation est inversé grâce au fait que le pignon<B>68</B> engrène avec <B>le</B> pignon<B>67.</B> L'embrayage B doit alors transmettre la totalité du couple fourni par<B>le</B> moteur.
Cepen dant, il est particulièrement désirable d'utiliser un petit embrayage<B> </B> doux<B> </B> pour la marche arrière, de façon<B>à</B> faciliter le manie-ment du mécanisme. En d'autres termes, il est rarement nécessaire d'utiliser le couple maxiinum, du moteur en marche arrière, et cela en tout cas jamais en faisant tourner le moteur relativement lentement.
<B>Il</B> convient en outre de remarquer que le premier rapport<B>de</B> marche avant et le rapport de marche arrière utilisent le même frein. Le couple de réaction qu'il est nécessaire d7exercer pour le premier rapport <B>de</B> marche avant et pour<B>le</B> rapport de marche arrière est beaucoup plus grand que ceux qu'on doit exercer lors du fonctionnement avec d'autres rap ports de transmission, et il est désirable de prévoir un frein<B>à</B> deux plate-aux rotatifs pour exercer ce couple, comme représenté. On économise par consé quent du volume et des complications en utilisant le même frein pour le premier rapport de marche avant que pour<B>le</B> rapport<B>de</B> marche arrière.
Dans la variante représentée<B>à</B> la fi<B>7.</B> 4 (où la cage a été omise pour plus de clarté), l'arbre de sortie<B>60</B> porte une couronne dentée<B>75</B> au lieu de la roue planétaire<B>61</B> et le pignon<B>69</B> est alors superflu. La cage, satellite, qui porte l'élément<B>à</B> broche<B>62,</B> est libre de tourner dans l'espace compris <B>à</B> l'intérieur de ranneau <B>75</B> et du manchon conique qui relie cet anneau<B>à</B> l'arbre<B>60.</B> Le fonctionnement de cette variante est identique<B>à</B> celui qu'on vient de décrire et, du fait que la couronne dentée<B>75</B> peut supporter de plus grandes charges que la roue pla nétaire<B>61,</B> cette variante présente l'avantage de per mettre un choix plus libre des rapports de transmis sion.
La fig. <B>5</B> représente une autre variante simpli fiée dans laquelle une couronne dentée<B>76</B> est utili sée comme élément de réaction. La cage 64 consti tue alors l'élément de sortie. La couronne<B>76</B> con- #necte le second élément<B>à</B> broche<B>63</B> au frein de réaction<B>D.</B> Cette disposition permet au mécanisme de supporter<B>de</B> plus grandes charges encore et laisse encore plus de liberté dans<B>le</B> choix des rapports de transmission.
On peut concevoir diverses autres modifications <B>de</B> la forme d'exécution représentée, soit pour accroître le nombre de rapports de transmission pou- van,t être sélectivement obtenus, soit pour permettre d'obtenir des rapports<B>de</B> transmission différents. Cependant, dans tous les cas, l'action du mécanisme est progressive, c'est-à-dire que la vitesse<B>de</B> rotation de la cage 64 augmente ou diminue avec le change ment de rapport mais que cette augmentation ou diminution de la vitesse de rotation de la cage est bien inférieure<B>à</B> la vitesse de rotation de l'organe d'entrée.
Dans chaque cas également, plusieurs pignons satellites engrènent les uns avec les autres de, façon<B>à</B> faire, tourner les jeux de pignons satel lites dans des sens opposés, autour de leurs broches propres respectives.
Dans toute forme d'exécution ou variante, plu sieurs rapports<B>de</B> transmission sont susceptibles d'être obtenus au moyen<B>de</B> trains d7engrenages tous portés par une seule cage rotative commune. Les tables ci-dessous montrent les rapports de transmission et les vitesses obtenues au moyen d'un mécanisme typique du type spécifié.
EMI0004.0018
<I>Nombres <SEP> de <SEP> dents</I>
<tb> Roues <SEP> planétaires <SEP> <B><I>(59)</I></B> <SEP> 34 <SEP> dents
<tb> <B>(57) <SEP> 18 <SEP> </B>
<tb> <B>(56) <SEP> 16 <SEP> </B>
<tb> <B>(61) <SEP> 30 <SEP> </B>
<tb> Pignons <SEP> de <SEP> l'élément <SEP> <B>à</B> <SEP> broche <SEP> <B>(62) <SEP> (65) <SEP> 18</B> <SEP> dents
<tb> <B>(66)</B> <SEP> 34 <SEP> <B> </B>
<tb> <B>(67)</B> <SEP> 20 <SEP> <B> </B>
<tb> Pignons <SEP> de <SEP> rélément <SEP> <B>à</B> <SEP> broche <SEP> <B>(63) <SEP> (68) <SEP> 31</B> <SEP> dents
<tb> <B>(69) <SEP> 17 <SEP> </B>
<tb> <I>Rapports <SEP> de <SEP> transmission</I>
<tb> Marche <SEP> arrière <SEP> <B>5,16 <SEP> : <SEP> 1</B>
<tb> Première <SEP> vitesse <SEP> 3,42 <SEP> <B>:1</B>
<tb> Seconde <SEP> vitesse <SEP> <B>1,99 <SEP> :1</B>
<tb> Troisième <SEP> vitesse <SEP> <B>1,39 <SEP> :
<SEP> 1</B>
<tb> Quatrième <SEP> vitesse <SEP> <B>l'o <SEP> :1</B>
EMI0005.0001
On comprendra que, pendant chaque change ment de rapport, par exemple pendant le change ment de rapport de deuxième en troisième vitesse, un frein est libéré et un autre est engagé et la libéra tion et l'engagement<B>de</B> ces freÀns peuvent chevau cher et assurer ainsi la transmission d'énergie inin terrompue désirée.
Avec un mécanisme tel que celui décrit, il n'y a aucune tendance d'inversion du sens d'entraînement<B>de</B> l'arbre<B>60,</B> par exemple pendant un changement<B>à</B> partir d'un rapport inférieur<B>à</B> un rapport de transmission supérieur, puisque la roue d'engrenage planétaire<B>56</B> est toujours entramée et tend<B>à</B> faire tourner les organes de réaction dans un sens opposé ce qui, pendant l'engagement des freins, tend<B>à</B> maintenir le couple d'entraînement appliqué <B>à</B> l'arbre de sortie. S'il<B>y</B> a un intervalle ou une période de libération partielle des freins pendant un changement de rapport, la force vive de la cage s'oppose au couple<B>de</B> réaction qui tend<B>à</B> maintenir l'entraînement appliqué<B>à</B> l'arbre de sortie.
Variable ratio <B> </B> transmission mechanism The present invention relates to a variable ratio <B> </B> transmission mechanism, comprising two devices, input engagement, a first and a second planetary toothed wheel coaxial with each other and respectively connected to the engagement devices so that the latter can drive these wheels independently and simultaneously, a plurality of reaction brakes, a satellite cage carrying pinions meshing with these planetary wheels, an output shaft, and means for transmitting the movement <B> to </B> this output shaft.
Mechanisms of this kind are well known and generally include a set of epicyclic gear trains provided with <B> </B> friction devices acting <B> in </B> the manner of brakes, and which are capable of being used as brakes. able to keep one or the other of the elements of the gear train stationary, thus ensuring the desired transmission ratio between an input element and an output element, and one or more clutches which can be used either for transmitting torque <B> to </B> from an input part or to lock various parts of the gear trains to each other.
The advantage of <B> this </B> kind of mechanisms is that the gear change can be done reliably and easily and requires less skill on the part of the operator. . In certain cases, these mechanisms can present a technical advantage <B> due </B> to the fact that a change of transmission ratio can be effected without interrupting the power transmission.
Mechanisms of this kind lend themselves <B> </B> to the use of <B> dis, </B> control points ensuring a so-called <B> </B> automatic gear change <B> , </B> that is to say a change in accordance with engine speeds or <B> to </B> the road, these changes can be influenced by the torque or by the degree of openness of the engine intake control device or both.
Mechanisms of the specified kind proposed heretofore present complications, greater weight and bulkiness <B> than </B> those of the more commonly used mechanisms, and they also imply considerable limitations as regards the ratios. transmission of energy capable of being obtained in practice. The main drawback, however, is that it is necessary to engage more than one friction element in order to effect a gear change. This circumstance requires coordination over time, of, the setting, engagement of said elements, when it is necessary to ensure a change of ratio without interrupting the transmission of a torque.
For example, it may be necessary to engage a clutch and brake, and it may be necessary to <B> </B> put another clutch and brake out of engagement to ensure the gear change. <B > It </B> may be necessary for one of said clutch and said brake to be engaged slightly before the other in order to achieve a smooth gear change, and it may also be necessary for the other clutch and the other brake are bare out <B> of </B> taken in a coordinated fashion in <B> the </B> time. <B> This </B> results in a considerable complication for the application of automatic <U> control </U> and this makes it almost impossible to achieve a smooth and continuous <B> </B> gear shift under all operating conditions.
In addition, a <B> </B> mechanism of this kind generally involves considerable changes in the speed <B> of </B> certain parts of the epicyclic or satellite gears. For example, a relatively heavy cage, carrying several gears, must be kept stationary during operation corresponding to <B> at </B> a first gear but must run <B> at </B> engine speed for a period of time. operation corresponding to the following report.
This adds <B> to </B> the difficulty encountered in achieving a smooth change and also increases the need for <B> </B> complicated devices for coordinating over time because, if considerable change occurs of the live force and if the energy necessary to ensure this modification must be shared, to the gear train <B> to </B> from the output shaft, a torque in the opposite direction is generates.
Another disadvantage is that, for example during an acceleration <B> from </B> from a state of rest, it may be necessary to impart a significant energy to the gear train, which , reduced by the amount of speed available.
The object of the present invention is to provide a simple and robust transmission mechanism having at least four forward transmission ratios, when necessary, and making it possible to change the transmission ratio without interrupting the transmission. energy and without energy loss. transmitted, this by disabling. and engaging a single friction element. The object of the invention is also to provide a gear train <B> from </B> from which it is possible to obtain adequate transmission ratios and which makes it possible to change the ratio with a minimal change of live force.
For example, the relatively heavy cage and gears of the gear train may be stationary for a first gear ratio, turn <B> at </B> low speed for a second gear, <B> at </ B> higher speed for third gear, -and <B> at </B> engine speed for fourth gear. The invention further aims to <B> </B> provide a mechanism, by means of which relatively simple time coordination means can be employed to modify the engagement and non-engagement states as appropriate. increases or decreases the transmission ratio and depending on the speeds at which these gear changes must be made.
It will be appreciated that in such a mechanism, when making an increase in the transmission ratio <B> to </B> full power, it is desirable that the transmission of power be fully maintained during the entire change and that One friction element therefore does not have to be completely disengaged before the other friction element is actually engaged. When reducing the transmission ratio <B> to </B> full power, it is desirable that]! One of the <B> elements </B> be disengaged before the other element is engaged. , so <B> to </B> give the engine time to increase its speed to the appropriate value.
Obviously, it is much easier to achieve this result when you have to <B> </B> release only one element and <B> </B> engage only one element also to ensure the change. report.
The mechanism forming the subject of the invention is characterized in that it comprises a third planetary toothed wheel coaxial with the first two, comprising a greater number of teeth than each of them and connected <B> to </B> one of said reaction brakes, a first <B> to </B> spindle element carried by said cage and offset from <B> to </B> the common axis of the planetary wheels, two pinions with a different number of teeth between each other on said <B> to </B> spindle element and meshing with the second and third planetary wheels, respectively, the pinion having <B> the </B> smaller number of teeth meshing with the third sun gear, a third pinion on said <B> to </B> spindle element,
a second <B> to </B> spindle element carried by said cage and offset with respect to <B> to </B> the common axis of the planetary wheels and with respect to <B> to </B> the axis of the first <B> to </B> spindle element, a pinion on said second <B> to </B> spindle element meshing with the first planetary gear, the aforesaid means transmitting power <B> to </B> the output <B> tree being operatively connected <B> to </B> one of the pin <B> to </B> elements.
The appended drawing represents, <B> by </B> by way of example, an embodiment and variants of the mechanism forming the subject of the invention.
Figs. 1A and 1B constitute a view in longitudinal section of said embodiment, along X-X of FIG. 2.
Fig. 2 is an end view of a gear train of said embodiment.
Fig. <B> 3 </B> is a schematic perspective view showing the arrangement of said gear train.
Fig. 4 is a schematic perspective view of a variant of the gear train; and fig. <B> 5 </B> is a similar view of another variant of said train & gears.
As we can <B> the </B> voice in fig. 1A and 1B, the illustrated embodiment comprises a <B> 10 </B> clutch assembly which is arranged so <B> to </B> can be bolted to the flywheel of an engine <B> to </B> internal combustion, and which includes two <B> friction </B> <B> </B> hydraulically operated clutches <B> A </B> and B.
These clutches include <B> 11 </B> and 12 rotary plates, <B> & </B> pressure plates <B> 13 </B> and 14, friction plates <B> 15 < / B> and <B> 16 </B> which constitute respectively the front plate and the rear plate of the clutch assembly, of the insulating plates, <B> 17 </B> and <B> 18, </ B> flexible diaphragms <B> 19 </B> and 20, a central plate 21 which will be referred to below as the clutch valve body and which carries the diaphragms <B> 19 </B> and 20, these being annular in shape and being held <B> at </B> their inner periphery by fixing rings 22 and <B> 23 </B> and, <B> at </B> their periphery ,
by fixing rings 24 and <B> 25. </B> Each of the clutches is fitted with several <B> </B> release springs <B> 26 </B> and <B> 27. </ B> Liquid under pressure intended <B> to </B> ensure the engagement of the clutches enters spaces. actuation <B> 28 </B> and <B> 29 to </B> through conduits, one of which is shown in <B> 30. </B> Two valves <B> to </ B> piston <B> 31, </B> one for each clutch, are mounted <B> slidably </B> in a bore made in, <B> the </B> valve body and serve either <B > at </B> hungry communicate conduit <B> 30 </B> with conduit <B> 32, </B> to ensure engagement of the clutch, ie <B> to </ B > make a pipe <B> 33 </B> communicate with an exhaust pipe 34, to ensure <B> the </B> declutching <B> of </B> the clutch.
A <B> 35 </B> spring urges each valve <B> to </B> pediston towards. outside, so <B> to </B> keep it normally in the disengaged position.
The mechanism also includes a <B> 36 </B> brake assembly which includes three <B> </B> platter <B> </B> hydraulically operated <B> C, D </B> brakes and <B> E. </B> The construction of the brakes is somewhat similar <B> to </B> that of the clutches. Liquid under pressure acting on flexible diaphragms <B> 37, 38 </B> and <B> 39 </B> causes the engagement of rotary plates 40, 41 and 42 with pressure plates 46, 47 and 48, by the intermediary of insulating plates 43, 44 and 45. In these brakes, linings 49, <B> <I> 50, 51, </I> 52 </B> etc. are attached to the pressure plates and <B> to </B> other fixed plates such as the <B> 53 </B> plate that is included in the assembly, while in the clutch assembly, Friction linings are attached to the rotating plates.
The mechanism further includes a set of gears. This set includes an input shaft 54 and an input sleeve <B> 55 </B> carrying respectively planetary gear wheels <B> 56 </B> and <B> 57, </ B > and a <B> 58 </B> reaction sleeve carrying a <B> 59 planetary gear. </B> An output shaft <B> 60 </B> carries a toothed planetary gear <B> 61. < / B> A cage 64 carries <B> elements </B> to </B> pin <B> 62 </B> and others, elements <B> to </B> pin <B> 63, </B> all these elements being offset with respect to <B> to </B> the common axis of the planetary wheels. The <B> 62 </B> elements have three sets of gear teeth, i.e. three pinions <B> 65, 66 </B> and <B> 67 </B> of different dimensions.
Each of the elements <B> 63 </B> carries two sets of gear teeth, that is, two pinions <B> 68 </B> and <B> 69 </B> of different dimensions. The pinions <B> 68 </B> mesh with the planetary wheel <B> 56 </B> and the pinions <B> 69 </B> mesh with the planetary wheel <B> 61. </B> The pinions <B> 65, 66 </B> and <B> 67 </B> mesh respectively with the planetary wheels <B> 59, 57 </B> and with <B> the </B> pinion <B > 68. </B>
The input shaft 54 carries a hub <B> 110 </B> to which the rotary plate <B> Il </B> is attached so that when the clutch <B> A </B> is in taken, energy can be transmitted <B> to </B> the gear wheel <B> 56 </B> through the intermediary of the shaft 54. The sleeve <B> 55 </ B> carries a hub 112 which is connected to the turntable 12 so that, if the clutch B is engaged, energy can be transmitted <B> to </B> the planetary gear wheel <B> 57 </B> through the sleeve <B> 55. </B> The input sleeve <B> 55 </B> can also serve as <B> </B> reaction sleeve and door a hub 140 attached to the turntable 40 so that, if the brake <B> C </B> is engaged, the sleeve <B> 55 </B> and the gear wheel <B> 57 </B> are kept stationary.
The reaction sleeve <B> 58 </B> carries a hub 141 which is connected to the turntable 41 and, if the brake <B> D </B> is engaged, <B> the </B> sleeve <B > 58 </B> and the gear <B> 59 </B> are kept stationary. The cage 64 carries hubs 142 and 242 presented by the rotating plates 42 and, if the brake <B> E </B> is engaged, this cage 64 is kept stationary. The mechanism further includes a <B> 70. </B> hydraulic assembly. This assembly includes a <B> 71 </B> pump driven <B> from </B> from the clutch assembly, a bearing for 'advance <B> 72 </B> provided with several sealing segments and having two grooves <B> 73 </B> and 74 by means of which liquid under pressure can be supplied <B> to </B> the 'either of the clutches <B> A </B> and B or <B> to </B> both <B> to </B> at the same time.
Several holes, not shown, communicate the hydraulic assembly to the various brakes. This set includes relief valves, a selector valve, and a valve allowing manual as well as automatic selection of the various ratios. All of this is described in more detail in Swiss Patent No. <B> 362926. </B>
In operation, the first gear ratio is obtained by engaging the clutch <B> A </B> and the brake <B> E. </B> The gear wheel <B> 56 </B> is then trained and the cage 64 is kept stationary. The neck is transmitted <B> to </B> the output shaft via the wheels and pinions <B> 56, 68, 69 </B> and <B> 61. </B>
A second transmission ratio is obtained by releasing the brake <B> E </B> and engaging the brake <B> D. </B> Referring <B> to </B> in fig. <B> 3, </B> it will be understood that if the gear wheel <B> 56 </B> is then driven in the forward direction indicated by an <B> arrow, </B> the gear <B> 59 </B> being kept stationary, the cage 64 which carries the <B> elements </B> to </B> pin <B> 62 </B> and <B> 63 </B> turns slowly in the forward direction as the pinion <B> 68 </B> turns slowly in the reverse direction, thus forcing the pinions <B> 67 </B> and <B> 66 </B> and <B > 65 </B> to rotate in the forward direction, so that the pinion <B> 65 </B> rotates around the axis of the planetary gear <B> 59 </B> with which it meshes.
To obtain the third transmission ratio, the brake <B> D </B> is released and the brake is applied <B> C. </B> The planetary wheel <B> 57 </B> is thus kept stationary , the gear <B> 56 </B> is driven and the cage 64 rotates <B> at </B> a greater speed because the pinion <B> 66 </B> has a diameter greater than <B> than </B> that of pinion <B> 65 </B> and that the gear wheel <B> 57 </B> is of smaller diameter than the planetary gear <B> 59. </B>
In order to obtain a direct-drive transmission, all the brakes are released and clutch B is engaged. Because both clutches are engaged and both gear wheels <B> 56 </B> and <B > 57 </B> are engaged, cage 64 and shaft <B> 60 </B> rotate <B> at </B> the same speed as the rotary plates of the clutch assembly.
It will be noted that, in this direct drive state, the fact that <B> the </B> pinion <B> 66 </B> meshing with the planetary wheel <B> 57 </B> tends <B> to </B> be entered in the opposite direction <B> to </B> that in which the pinion <B> 68 </B> meshing with the planetary gear wheel <B> 56 </B> is driven, the drive torque applied <B> to </B> clutch B acts in the same direction as that applied <B> to </B> clutch <B> A </B> and the ant torque by the motor to which the mechanism is connected is shared between the two clutches. This makes it possible to give <B> to </B> the clutch B of smaller dimensions, since it is never used in motion, before to transmit <B> to </B> the clutch alone. full engine torque.
To obtain a transmission in reverse gear, the clutch B is engaged, the clutch <B> A </B> is disengaged and the brake <B> E </B> is engaged. The cage 64 is then hand held, stationary and the <B> 57 </B> planetary wheel is serviced. Torque is therefore transmitted in reverse through the wheels and pinions <B> 57, 66, 67, 68, 69 </B> and <B> 61 </B> and the direction of rotation is reversed thanks to the fact that the pinion <B> 68 </B> meshes with <B> the </B> pinion <B> 67. </B> The clutch B must then transmit the whole of the torque supplied by <B> the </B> engine.
However, it is particularly desirable to use a small soft <B> </B> <B> </B> clutch for reverse gear, so as <B> to </B> facilitate handling of the mechanism. . In other words, it is seldom necessary to use the maximum torque, of the engine in reverse, and in any case never while turning the engine relatively slowly.
<B> It </B> should also be noted that the first <B> </B> forward gear and the reverse gear use the same brake. The reaction torque which must be exerted for the first <B> </B> forward gear and for <B> the </B> reverse gear is much greater than those which must be exerted during operation with other transmission ratios, and it is desirable to provide a <B> </B> two-plate rotary brake to exert this torque, as shown. Volume and complications are therefore saved by using the same brake for the first forward gear as for <B> the </B> <B> reverse </B> gear.
In the variant shown <B> to </B> the fi <B> 7. </B> 4 (where the cage has been omitted for clarity), the output shaft <B> 60 </B> has a <B> 75 </B> ring gear instead of the <B> 61 </B> planetary gear and the <B> 69 </B> pinion is then superfluous. The cage, satellite, which carries the element <B> to </B> pin <B> 62, </B> is free to rotate in the space included <B> inside </B> the ring <B> 75 </B> and the conical sleeve which connects this ring <B> to </B> the shaft <B> 60. </B> The operation of this variant is identical <B> to </ B > the one just described and, due to the fact that the gear <B> 75 </B> can withstand greater loads than the planetary wheel <B> 61, </B> this variant has the advantage to allow a freer choice of transmission ratios.
Fig. <B> 5 </B> represents another simplified variant in which a ring gear <B> 76 </B> is used as a reaction element. The cage 64 then constitutes the output element. The crown <B> 76 </B> connects the second element <B> to </B> spindle <B> 63 </B> to the reaction brake <B> D. </B> This arrangement allows the mechanism to support <B> even </B> greater loads and leaves even more freedom in <B> the </B> choice of transmission ratios.
Various other modifications of <B> of </B> the embodiment shown can be conceived, either to increase the number of transmission ratios which can be selectively obtained, or to enable ratios to be obtained <B> different transmission </B>. However, in all cases, the action of the mechanism is progressive, that is to say that the speed <B> of </B> rotation of the cage 64 increases or decreases with the change of ratio but this increase or decrease in the speed of rotation of the cage is much less <B> than </B> the speed of rotation of the input member.
Also in each case, several planet gears mesh with each other so as to turn the sets of satellite gears in opposite directions around their respective own spindles.
In any embodiment or variant, several <B> transmission </B> ratios are capable of being obtained by means of <B> </B> gear trains all carried by a single common rotary cage. The tables below show the transmission ratios and speeds obtained using a typical mechanism of the type specified.
EMI0004.0018
<I> Numbers <SEP> of <SEP> teeth </I>
<tb> <SEP> planetary wheels <SEP> <B><I>(59)</I> </B> <SEP> 34 <SEP> teeth
<tb> <B> (57) <SEP> 18 <SEP> </B>
<tb> <B> (56) <SEP> 16 <SEP> </B>
<tb> <B> (61) <SEP> 30 <SEP> </B>
<tb> Pinions <SEP> from <SEP> element <SEP> <B> to </B> <SEP> spindle <SEP> <B> (62) <SEP> (65) <SEP> 18 </ B> <SEP> teeth
<tb> <B> (66) </B> <SEP> 34 <SEP> <B> </B>
<tb> <B> (67) </B> <SEP> 20 <SEP> <B> </B>
<tb> Pinions <SEP> from <SEP> element <SEP> <B> to </B> <SEP> spindle <SEP> <B> (63) <SEP> (68) <SEP> 31 </B> <SEP> teeth
<tb> <B> (69) <SEP> 17 <SEP> </B>
<tb> <I> <SEP> reports of <SEP> transmission </I>
<tb> Reverse <SEP> <SEP> <B> 5.16 <SEP>: <SEP> 1 </B>
<tb> First <SEP> speed <SEP> 3.42 <SEP> <B>: 1 </B>
<tb> Second <SEP> speed <SEP> <B> 1.99 <SEP>: 1 </B>
<tb> Third <SEP> speed <SEP> <B> 1.39 <SEP>:
<SEP> 1 </B>
<tb> Fourth <SEP> gear <SEP> <B> o <SEP>: 1 </B>
EMI0005.0001
It will be understood that during each gear change, for example during the gear change from second to third gear, one brake is released and another is engaged and the release and engagement <B> of </B> these brakes can overlap and thus ensure the desired uninterrupted energy transmission.
With a mechanism such as that described, there is no tendency to reverse the direction of drive <B> of </B> the shaft <B> 60, </B> for example during a change <B > at </B> from a lower gear <B> to </B> a higher transmission ratio, since the planetary gear wheel <B> 56 </B> is still engaged and tends <B> to </B> rotate the reaction members in an opposite direction which, during the engagement of the brakes, tends to <B> to </B> maintain the driving torque applied <B> to </B> the output shaft. If <B> y </B> has an interval or a period of partial release of the brakes during a gear change, the live force of the cage opposes the reaction <B> </B> torque which tends <B> to </B> keep the drive applied <B> to </B> the output shaft.