WO2020048648A1 - Mecanisme a double embrayage - Google Patents

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WO2020048648A1
WO2020048648A1 PCT/EP2019/063165 EP2019063165W WO2020048648A1 WO 2020048648 A1 WO2020048648 A1 WO 2020048648A1 EP 2019063165 W EP2019063165 W EP 2019063165W WO 2020048648 A1 WO2020048648 A1 WO 2020048648A1
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WO
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clutch
pressure chamber
actuation system
piston
balancing
Prior art date
Application number
PCT/EP2019/063165
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English (en)
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David Delplace
Olivier Simon
Daniel Fenioux
Olivier Doremus
Jérôme BOULET
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Valeo Embrayages
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Publication date
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    • F16D25/063—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially
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    • F16D2300/00—Special features for couplings or clutches
    • F16D2300/22—Vibration damping

Definitions

  • the present invention relates to a compact double clutch mechanism as used in the automotive field.
  • the invention also relates to a transmission system incorporating such a double clutch mechanism.
  • the transmission system being intended to be disposed in the traction chain between a heat engine and a gearbox, in particular of a motor vehicle or of a so-called industrial vehicle, the latter being for example a heavy goods vehicle, a public transportation, or an agricultural vehicle.
  • Clutch mechanisms comprising a clutch in rotation about an axis of rotation and a force generator arranged to configure the clutch in a configuration known as disengaged or engaged by means of a moving part, called piston , allowing the force generated at the force generator to be transmitted to said clutch.
  • an actuation system can be formed by a hydraulic force generator comprising (i) a pressure chamber arranged to receive a pressurized fluid, (ii) a piston movable axially in the pressure chamber and extending radially outside the pressure chamber in order to engage or disengage the clutch, (iii) a balancing chamber situated opposite the pressure chamber relative to the piston, the balancing chamber comprising an elastic return element making it possible to generate a force, called a return force, against the piston.
  • the balancing chamber is supplied with a hydraulic fluid via so-called low pressure fluid lines. At any time during operation, this balancing chamber is thus filled with said fluid.
  • the radial dimensions of this balancing chamber are opposite those of the pressure chamber so that the axial forces subjected to the piston by centrifugal force cancel each other out, making it impossible to move the piston by centrifugal force alone
  • the pressure chamber is supplied with a pressurized hydraulic fluid in order to allow the displacement of the piston between a first position corresponding to a clutched configuration of the clutch and a second position corresponding to a disengaged clutch configuration.
  • the pressurized hydraulic fluid is routed to the pressure chamber via so-called high pressure fluid lines.
  • the object of the invention is in particular to provide a simple, effective and economical solution to this problem.
  • Another object of the present invention is to reduce the vibrations generated in the clutch area and manifesting in the kinematic chain of a vehicle during the sliding phase of the clutch (also called "chatter").
  • the aim of the present invention is in particular to propose a wet double clutch mechanism making it possible to solve at least part of certain drawbacks of the prior art while retaining the same dimensions.
  • the invention achieves this by proposing a double clutch mechanism comprising:
  • first and second wet clutch of the multidisc type in rotation around an X axis, controlled to selectively couple a shaft leading to a first and second driven shaft respectively, the first clutch being located radially outside relative to the second clutch,
  • each actuation system including:
  • a pressure chamber arranged to receive a pressurized fluid, o an axially movable piston, in particular inside the pressure and / or balancing chamber
  • outside diameter of the pressure chamber of the first clutch is less than the outside diameter of the pressure chamber of the second clutch.
  • the double clutch mechanism according to the first aspect of the invention may advantageously comprise at least one of the improvements below, the technical characteristics forming these improvements can be taken alone or in combination:
  • each actuation system further comprises an elastic return element, the elastic return element of the actuation system of the first clutch being located radially outside the balancing chamber of the first clutch.
  • the externalization of this return element thus allows the piston of the actuation system of the first clutch to receive during its actuation a force opposite to that of the actuation whose origin of its vector is located radially close to the contact radius. between the piston and all of the clutch discs of the clutch 1. This makes it possible in particular to help the piston to remain as perpendicular as possible to the axis during actuation reducing the chatter phenomenon.
  • the elastic return element of the actuation system of the first clutch is a Belleville washer or is composed of helical springs
  • the elastic return element of the actuation system of the second clutch is composed of helical springs
  • the elastic return element of the actuation system of the first clutch is disposed axially between an input disc carrier common to the clutches and the piston of the actuation system of the first clutch;
  • the second clutch and the elastic return element of the actuation system of the first clutch overlap radially;
  • the elastic return element of the actuation system of the first clutch comprises a balancing cover intended to radially close the corresponding balancing chamber;
  • each piston is formed by:
  • the second part of the piston of the actuation system of the first clutch consists of a first radial extension seat connected to a first axial extension seat;
  • the outside diameter of the balancing chamber of the first clutch is less than the outside diameter of the balancing chamber of the second clutch.
  • the difference d1 between the outside diameter of the pressure chamber of the first clutch and the outside diameter of the pressure chamber of the second clutch is equal to the difference d2 between the outside diameter of the balancing chamber of the first clutch and the outside diameter of the balancing chamber of the second clutch;
  • the internal diameter of the pressure chamber of the first clutch is equal to the internal diameter of the pressure chamber of the second clutch and / or in that the internal diameter of the balancing chamber of the first clutch is equal to the internal diameter of the balancing chamber of the second clutch.
  • the invention also relates to a transmission system for a motor vehicle comprising such a double-clutch mechanism in which:
  • the first clutch is coupled in rotation to a first output shaft of the transmission by means of a first output disc holder;
  • the second clutch is coupled in rotation to a second output shaft of the transmission by means of a second output disc holder; - The first and the second clutch are alternately coupled in rotation to an inlet sail, said inlet runner being coupled in rotation to an inlet shaft driven in rotation by at least one crankshaft.
  • Figure 1 is an axial sectional view of a first embodiment of the double clutch mechanism according to the first aspect of the invention.
  • FIG. 1 there is shown a first embodiment of the double clutch mechanism 10 in accordance with the first aspect of the invention.
  • the double clutch mechanism is preferably of the wet double clutch type of the multidisk type and has a main axis of rotation X.
  • the double clutch mechanism 10 is integrated on a transmission chain 1 comprising a transmission coupled in rotation to the double clutch mechanism 10.
  • the double clutch mechanism 10 comprises around the axis X at least one input element 2, said torque input element which is linked in rotation to a driving shaft (not shown).
  • the input element 2 is located at the front of the wet double clutch mechanism 10.
  • the input element 2 generally having an "L" shape, comprises an annular portion of radial orientation formed by an entry web 3 and a portion of axial orientation formed by a hub 4.
  • the inlet web 3 and the inlet hub 4 are integral, preferably fixed together by welding such as laser welding by transparency and / or riveting.
  • the hub 4 is arranged radially inside with respect to the entry web 3.
  • the input hub 4 is for example linked in rotation by means of grooves at the output of a damping device (such as a double flywheel shock absorber) whose input is linked, in particular by means of a flywheel, to the driving shaft formed by a crankshaft which is driven in rotation by an engine fitted to the motor vehicle.
  • a damping device such as a double flywheel shock absorber
  • the entry web 3 has, at its external radial end of axial orientation, teeth 9 which extend radially outwards and which are supported on a common entry disc holder 8 with clutches E1, E2 .
  • the hub 4 being located at the internal radial end.
  • a circlip 5 makes it possible to axially lock the assembly.
  • the common input disc holder 8 with clutches E1, E2 is composed of an outer disc holder 14 of the first clutch E1 and an inner disc holder 24 of the second clutch E2.
  • the outer disc holder 14 and the inner disc holder 24 are fixedly joined together by welding.
  • the wet double clutch mechanism 10 is controlled to selectively couple said shaft leading to a first shaft (not shown) and to a second driven shaft (not shown) via the first clutch E1 or the second clutch E2, respectively.
  • the input shaft is rotated by at least one crankshaft of an engine, for example a heat engine; and the first and second transmission shafts are intended to be coupled in rotation to the transmission, such as for example a gearbox of the type of those fitted to motor vehicles.
  • an engine for example a heat engine
  • the first and second transmission shafts are intended to be coupled in rotation to the transmission, such as for example a gearbox of the type of those fitted to motor vehicles.
  • the first driven shaft and the second driven shaft are coaxial.
  • the first driven shaft is rotated when said first clutch E1 is closed and the second driven shaft is rotated when said second clutch E2 is closed.
  • the multi-disc assembly of the first clutch E1 comprises flanges 11 linked in rotation to the input disc holder 8 and friction discs 12 linked in rotation to a disc support 13, also called the output disc holder 13.
  • the discs 12 of friction are, unitarily, axially interposed between two successive flanges 11.
  • the first drive shaft is coupled in rotation to the input shaft.
  • the first drive shaft is driven by the input shaft in rotation when the first clutch E1 is configured in a so-called engaged position for which the plurality of flanges 11 is coupled in rotation to the plurality of friction disks 12.
  • the first drive shaft is decoupled in rotation from the input shaft when the first clutch E2 is configured in a so-called disengaged position for which the plurality of flanges 11 is decoupled in rotation to the plurality of friction discs 12.
  • the second transmission shaft is coupled analogously to the input shaft via the second clutch E2.
  • the first clutch E1 and the second clutch E2 are arranged to alternately transmit a so-called input power - a torque and a speed of rotation - from the input shaft, to one of the two transmission shafts, depending on the respective configuration of each clutch E1 and E2 and via the entry sail 3.
  • the first clutch E1 and the second clutch E2 are arranged so as not to be simultaneously in the same engaged configuration. On the other hand, the first clutch E1 and the second clutch E2 can simultaneously be configured in their disengaged position.
  • the disc holder 13 in the shape of a revolution around the axis X comprises an axial extension 54 arranged to receive the multidisk assembly of the wet clutch E1, an annular portion 55 extending radially inwards from the extension axial along a plane perpendicular to the X axis.
  • the output disc holder 13 of the first clutch E1 is linked in rotation by meshing with the friction discs 12 and by a splined connection with said first driven shaft.
  • the output disc holder 13 generally has an “L” shape, the inner radial end of which is secured preferably by laser welding by transparency, friction or discharge of the capacitor to a first output hub 120.
  • the first output hub 120 comprises radially inside the axial grooves arranged to cooperate with complementary grooves located on the first drive shaft, so as to produce a coupling in rotation.
  • the multi-disc assembly of the second clutch E2 also includes flanges linked in rotation to the assembled disc holder 10 and friction discs linked in rotation to a disc support 23, also called output disc holder 23.
  • the output disc holder 23 in the form of a revolution around the axis X comprises an axial extension 44 arranged to receive the multidisk assembly of the wet clutch E2, an annular portion 45 extending radially inwards from the 'axial extension along a plane perpendicular to the X axis.
  • the output disc holder 23 of the second clutch E2 is linked in rotation by meshing with the friction discs and by a splined connection with said second driven shaft.
  • the output disc holder 23 generally has an “L” shape, the inner radial end of which is preferably joined by laser welding by transparency, friction or discharge of the capacitor to a second output hub 220.
  • the second output hub 220 has radially inside the axial grooves arranged to cooperate with complementary grooves located on the second drive shaft, so as to achieve rotation coupling.
  • the clutches E1, E2 comprise between two and seven friction discs, preferably four friction discs.
  • the double clutch mechanism further comprises a main hub 7 of axis of rotation X.
  • the common input disc carrier 8 is fixedly welded to the main hub 7.
  • the main hub 7 supports the first and second clutches E1, E2 via the common input disc holder 8.
  • the main hub 7 is therefore coupled in rotation to the input hub 4 of the double clutch mechanism 10
  • the input hub 4 is coupled to a drive shaft driven in rotation by the crankshaft of an engine, as described above, then the main hub 7 is driven in a rotation movement similar to that of the shaft. engine.
  • the first clutch E1 is arranged radially above the second clutch E2.
  • the first clutch E1 and the second clutch E2 are in the open state, also called “normally open”, and are selectively actuated in operation by a control device (not shown) to pass from the open state to the 'closed state.
  • the first clutch E1 and the second clutch E2 are each controlled by an actuation system 30, 40 which will be described later.
  • Each actuation system 30, 40 is arranged to be able to configure the first clutch E1 and the second clutch E2 in any configuration between the engaged configuration and the disengaged configuration.
  • control device manages the oil supply.
  • the control device is connected to the main hub 7 which has channels which are not visible on the section planes of FIG. 1.
  • Each actuation system 30, 40 includes:
  • a pressure chamber 31, 41 arranged to receive a pressurized fluid
  • a balancing chamber 33, 43 located opposite the pressure chamber 31, 41 relative to the piston 32, 42.
  • Each actuation system 30, 40 further comprises an elastic return element 34, 44, arranged to generate an axial force opposing the displacement of the corresponding piston 32, 42 to engage the corresponding clutch E1, E2. This automatically recalls the piston 32, 42 in the disengaged position, corresponding to an open state of the clutch. In this position, the piston 32, 42 axially releases the corresponding multidisk assembly which then no longer transmits torque towards the first or second driven shaft.
  • the first actuation system 30 is linked to the first clutch E1 by means of a first piston 32 comprising: a first part 32a extending radially outside the pressure chamber 31 in order to engage or disengage the corresponding clutch, and
  • the second part 32b of the piston 32 consists of a first radial extension seat 320 connected to a first axial extension seat 321.
  • the first and second bearing 320, 321 being in one piece.
  • the first piston 32 is designed to transmit a first axial force, exerted parallel to the longitudinal axis X, to the first clutch E1 by means of its first part 32a collaborating with the friction elements (flanges 11 and friction discs 12) of said first clutch E1, and of its second part 32b collaborating with a force generator to configure the first clutch E1 in one of the configurations detailed above.
  • the first piston 32 includes external supports 61 which extend axially towards the front AV in order to be able to press the end flange 11 of the multidisk assembly of the first clutch E1 against a friction disc 12 on the one hand, and against an external reaction means 18 formed directly in the entry web 3 on the other hand.
  • the supports 61 are discontinuous.
  • the first piston 32 is axially movable, here from the rear to the front, between a disengaged position and a engaged position which correspond respectively to the open and closed states of the first clutch E1.
  • the first piston 32 of the first clutch E1 is disposed axially between the pressure chamber 31, located axially at the rear and the balancing chamber 33 located axially at the front.
  • the first piston 32 takes the form of a corrugated sheet and is curved axially forwards AV at its outer radial end.
  • the external supports 61 extend parallel to the longitudinal axis X towards the front AV and through openings arranged through the common input disc holder 8, in particular through the external disc holder 14 of the first clutch E1.
  • the first piston 32 can be obtained by stamping.
  • the first pressure chamber 31 of the first actuation system 30 is arranged to receive a certain volume of hydraulic fluid under pressure in order to generate an axial force on the second part 32b of the first piston 32 and thus to configure the first clutch E1 in the 'one of the configurations described above.
  • the pressurized hydraulic fluid is advantageously conveyed by means of high pressure fluidic circulation conduits (not shown on the cutting plane) passing through at least partially the main hub 7 and opening radially into the pressure chamber 31 at a outer face of said main hub 7.
  • the first pressure chamber 31 of the first actuation system 30 is advantageously delimited:
  • the pressure chamber 31 which generates the force of the piston 32 of the first clutch E1 is associated with a balancing chamber 33 arranged to receive a certain volume of hydraulic fluid.
  • the fluid, of the lubrication or cooling type is advantageously conveyed by means of low pressure fluidic circulation conduits (not shown on the cutting plane) crossing at least partially the main hub 7 and opening radially into the chamber.
  • the balancing chamber 33 of the first actuation system 30 is advantageously delimited:
  • the balancing cover 35 of the balancing chamber 33 of the first actuation system 30 comprises an axial orientation part 35a and a radial orientation part 35b.
  • the cover 35 may be welded to the outer disc holder 14 of the first clutch E1 or simply taken up in portfolios between the disc holder of the first clutch and the elastic return element 34 as shown in FIG. 1.
  • the cover 35 can be assembled by clamping or by welding with the elastic return element 34.
  • An axial interposition piece 34a can be arranged axially between the radial orientation part 35b of the balancing cover 35 and an axial end (in particular that situated at the front) of the elastic return element.
  • the balancing cover 35 is an integral part of the elastic return element 34.
  • the axial interposition piece 34a is eliminated.
  • the elastic return element 34 of the actuation system 30 of the first clutch E1 is located radially outside the balancing chamber 33 of the first clutch E1.
  • the elastic return element 34 is arranged axially between the common input disc holder 8 with the clutches E1, E2 and the piston 32 of the actuation system 30 of the first clutch E1.
  • the second clutch E2 and the elastic return element 34 of the actuation system 30 of the first clutch E1 overlap radially.
  • the elastic return element 34 of the actuation system 30 of the first clutch E1 is a Belleville washer or is composed of helical springs.
  • the elastic return element 34 of the piston 32 is formed by a plurality of helical springs interposed axially between a rear wall of the balancing cover 35 and said piston 32.
  • the second actuation system 40 is linked to the second clutch E2 by means of a second piston 42 comprising:
  • the second piston 42 is arranged to transmit a second axial force, exerted parallel to the longitudinal axis X, to the first second clutch E2 via its first part 42a collaborating with the friction elements (flanges and friction discs) of said second clutch E2, and of its second part 42b collaborating with a force generator to configure the second clutch E2 in one of the configurations detailed above.
  • the second piston 42 includes external supports 51 which extend axially towards the rear AR. The supports 51 come to bear on the end flange of the multidisk assembly of the second clutch E2. In the example shown in Figure 1, the supports 51 form a continuous crown.
  • the second piston 42 is axially movable, here from front to rear between a disengaged position and a engaged position which correspond respectively to the open and closed states of the second clutch E2.
  • the piston 32 of the first clutch E1 and the piston 42 of the second clutch E2 of said double clutch mechanism 10 move axially in the opposite direction to pass for example from the disengaged position to the engaged position.
  • the pressure chambers 31, 41 of the present invention exert actuation forces axially opposite on said pistons 32, 42.
  • the actuation force of the first piston 32 is directed axially towards the front while the actuation force of the second piston 42 is directed axially towards the rear.
  • the piston 42 is controlled to move by means of a delimited pressure chamber 41:
  • the pressure chamber 41 of the second piston 42 of the second clutch E2 is associated with a balancing chamber 43 delimited:
  • the balancing cover 45 of the balancing chamber 43 of the first actuation system 40 comprises an axial orientation part 45a and a radial orientation part 45b.
  • the piston 42 of the second clutch E2 is disposed axially between the pressure chamber 41, located axially at the front and the balancing chamber 43, located axially at the rear.
  • the piston 42 is controlled to axially tighten, in the engaged position, said multidisk assembly of the second clutch E2 against reaction means 28.
  • the reaction means 28 are formed directly on the front periphery of the external disc holder 14 of the first clutch E1 .
  • the balancing cover 45 has stamped shapes distributed angularly around the axis X, forming an oil passage between the balancing chamber 43 and the interior of the second clutch E2 and allows the oil circulation necessary to pressure balancing between the pressure chamber 41 and the balancing chamber 43.
  • the elastic return element 44 of the actuation system 40 of the second clutch E2 is formed by a plurality of helical springs interposed axially between the front wall of the balancing cover 45, in particular the part d 'radial orientation 45b and said piston 42.
  • the outside diameter of the pressure chamber 31 of the first clutch E1 is less than the outside diameter of the pressure chamber 41 of the second clutch E2.
  • the radial height of the radial extension surface 320 of the second part 32b of the first piston 32 is less than the radial height of the radially outer end of the second part 42b of the piston 42.
  • the two pressure chambers 31 , 41 thus have a different radial height from each other.
  • the outside diameter of the pressure chamber 31 being located at a distance d1 from the outside diameter of the pressure chamber 41.
  • the outside diameter of the balancing chamber 33 of the first clutch E2 is less than the outside diameter of the balancing chamber 43 of the second clutch E2.
  • the radial height of the radial portion 35a of the balancing cover 35 is less than the radial height of the radial portion 45a of the balancing cover 45.
  • the outside diameter of the pressure chamber 33 being located at a distance d2 the outside diameter of the pressure chamber 43.
  • d1 is equal to d2.
  • the inside diameter of the pressure chamber 31 of the first clutch E1 is equal to the inside diameter of the pressure chamber 41 of the second clutch E2.
  • the inside diameter of the balancing chamber 33 of the first clutch E1 is also equal to the inside diameter of the balancing chamber 43 of the second clutch E2.
  • the double clutch mechanism 10 also comprises three bearings 71, 72, 73.
  • a radial bearing 71 is interposed between the first outlet hub 120 connected integrally to the outlet disc holder 13 and the inlet hub 4 in order to support the radial forces of the inlet hub 4 and / or the inlet web 3 despite the different rotational speeds at which the input shaft and the first transmission shaft can respectively rotate.
  • a first axial bearing 72 is axially interposed between the disc support 13 defining the clutch output disc holder E1 and the disc support 23 defining the clutch output disc holder E2 so as to be able to transmit a load axial between the two output disc holders 13, 23 which can rotate at different speeds when the first and second clutches E1, E2 are configured in a different configuration.
  • a second axial bearing 73 is interposed between the output disc holder 13 of the clutch E2 and the main hub 7.
  • the bearing 71 is a ball bearing member and the bearings 72, 73 are rolling bearings with a first and second disc between which a plurality of rolling bodies is disposed.
  • the invention is not limited to the exemplary embodiments which have just been described.
  • the torque transmission device according to the invention may include a cut-out clutch, of the KO type, used in hybrid transmissions to couple the heat engine to the electric motor after the vehicle has started up.

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Abstract

L'invention concerne un mécanisme à double embrayages (10) comprenant : - un premier et deuxième embrayage (E1, E2), le premier embrayage (E1) étant situé radialement à l'extérieur par rapport au deuxième embrayage (E2), - un premier et deuxième système d'actionnement (30, 40) agencés pour embrayer ou débrayer respectivement le premier et deuxième embrayage (E1, E2), - chaque système d'actionnement (30, 40) comprenant : o une chambre de pression (31, 41) agencée pour recevoir un fluide pressurisé, o un piston (32, 42) mobile axialement à l'intérieur de la chambre de pression (31, 41), o une chambre d'équilibrage (33, 43) située à l'opposé de la chambre de pression (31, 41) par rapport au piston (32, 42), lesdites chambres de pression (31, 41) exerçant des forces d'actionnement axialement opposées sur lesdits pistons (32, 42), dans lequel diamètre extérieur de la chambre de pression (31) du premier embrayage (E1) est inférieur au diamètre extérieur de la chambre de pression (41) du deuxième embrayage (E2).

Description

Mécanisme à double embrayage
La présente invention concerne un mécanisme à double embrayage compact tel qu’utilisé dans le domaine de l’automobile. L’invention concerne aussi un système de transmission intégrant un tel mécanisme à double embrayage. Le système de transmission étant destiné à être disposé dans la chaîne de traction entre un moteur thermique et une boîte de vitesses, notamment d’un véhicule automobile ou d’un véhicule dit industriel, ce dernier étant par exemple un poids lourd, un véhicule de transport en commun, ou un véhicule agricole.
On connaît des mécanismes d’embrayage comprenant un embrayage en rotation autour d’un axe de rotation et un générateur d’effort agencé pour configurer l’embrayage dans une configuration dite débrayée ou embrayée par l’intermédiaire d’une pièce mobile, dite piston, permettant de transmettre vers ledit embrayage l’effort généré au niveau du générateur de force.
De manière connue, un système d’actionnement peut être formé par un générateur d’effort hydraulique comprenant (i) une chambre de pression agencée pour recevoir un fluide pressurisé, (ii) un piston mobile axialement dans la chambre de pression et s’étendant radialement à l’extérieur de la chambre de pression afin d’embrayer ou de débrayer l’embrayage, (iii) une chambre d’équilibrage située à l’opposé de la chambre de pression par rapport au piston, la chambre d’équilibrage comprenant un élément de rappel élastique permettant de générer un effort, dit de rappel, à l’encontre du piston.
La chambre d’équilibrage est alimentée en un fluide hydraulique par l’intermédiaire de conduits fluidiques dits basse pression. A tout moment du fonctionnement, cette chambre d’équilibrage est ainsi remplie dudit fluide. Les dimensions radiales de cette chambre d’équilibrage sont en regard de celles de la chambre de pression de façon à ce que les forces axiales soumise au piston par la force centrifuge s’annulent, rendant impossible le déplacement du piston par la seule force centrifuge
A contrario, la chambre de pression est alimentée en un fluide hydraulique pressurisé afin de permettre le déplacement du piston entre une première position correspondant à une configuration embrayée de l’embrayage et une deuxième position correspondant à une configuration débrayée de l’embrayage. Pour ce faire, le fluide hydraulique pressurisé est acheminé vers la chambre de pression par l’intermédiaire de conduits fluidiques dits haute pression.
Ces mécanismes sont décrits dans les documents de l’art antérieur tels que DE 10 2008 022 525 et FR3062694. Lorsque que des applications à iso pression d’actionnement mais à plus fort couple sont recherchées avec de tels mécanismes, il devient alors nécessaire d’augmenter le nombre de disques de friction présent dans un embrayage pour répondre à cette demande. Cette augmentation a cependant pour inconvénient d’augmenter le gain (couple/pression exprimé en N. m/bar) de l’embrayage. Cependant plus le gain est élevé, plus il est difficile de piloté précisément la réponse en couple attendue.
L’invention a notamment pour but d’apporter une solution simple, efficace et économique à ce problème.
Un autre but de la présente invention est de réduire les vibrations générées dans la zone de l’embrayage et se manifestant dans la chaîne cinématique d’un véhicule lors de la phase de glissement de l’embrayage (également appelé « broutement »).
Le but de la présente invention est notamment de proposer un mécanisme à double embrayage humide permettant de résoudre au moins une partie de certains inconvénients de l’art antérieur en conservant les mêmes dimensions.
L’invention y parvient en proposant un mécanisme à double embrayage comprenant :
- un premier et deuxième embrayage humide de type multidisque en rotation au tour d’un axe X, commandé pour accoupler sélectivement un arbre menant respectivement à un premier et deuxième arbre mené, le premier embrayage étant situé radialement à l’extérieur par rapport au deuxième embrayage,
- un premier et deuxième système d’actionnement agencés pour embrayer ou débrayer respectivement le premier et deuxième embrayage,
- chaque système d’actionnement comprenant :
o une chambre de pression agencée pour recevoir un fluide pressurisé, o un piston mobile axialement, notamment à l’intérieur de la chambre de pression et/ou d’équilibrage
o une chambre d’équilibrage située à l’opposé de la chambre de pression par rapport au piston,
lesdites chambres de pression exerçant des forces d’actionnement axialement opposées sur lesdits pistons,
dans lequel le diamètre extérieur de la chambre de pression du premier embrayage est inférieur au diamètre extérieur de la chambre de pression du deuxième embrayage.
Cette configuration particulière permet :
- soit de diminuer le gain du premier embrayage dans le cas d’une application à couple identique,
- soit de contrebalancer l’augmentation du gain du premier embrayage dans le cas d’une application à plus fort couple.
En effet, la diminution du diamètre extérieur de la chambre de pression du premier embrayage de manière à ce que ce dernier soit inférieur au diamètre extérieur de la chambre de pression du deuxième embrayage entraîne à pour effet de réduire le gain en modifiant le rapport de la pression multiplié par la surface (PxS) tout en conservant une force sur les disque d’embrayage identique pour passer le couple. Ainsi, une surface radiale de la chambre de pression plus petite permettra de réduire le gain.
A iso force d’actionnement sur l’embrayage, en réduisant la surface radiale de la chambre de pression, le gain se retrouve réduit. Avec la force F = PxS, S étant plus petit, P sera plus grand. Ainsi, pour un couple identique, il y aura plus de pression. Le gain s’exprimant en N. m/bar, il y aura donc moins de couple pour 1 bar.
Dans le cadre de la présente invention, les termes « inférieur » ou « égal » doivent être compris comme inférieur ou égal, en dehors des tolérances de fabrication.
Dans la suite de la description et les revendications, on utilisera à titre non limitatif et afin d'en faciliter la compréhension, les termes : - « avant » AV ou « arrière » AR selon la direction par rapport à une orientation axiale déterminée par l’axe X principal de rotation de la transmission du véhicule automobile « l’arrière » désignant la partie située à droite des figures, du côté de la transmission, et « l’avant » AV désignant la partie gauche des figures, du côté du moteur ; et
- « intérieur /interne » ou « extérieur / externe » par rapport à l’axe X et suivant une orientation radiale, orthogonale à ladite orientation axiale, « l’intérieur » désignant une partie proximale de l’axe longitudinal X et « l’extérieur » désignant une partie distale de l’axe longitudinal X.
Le mécanisme à double embrayages conforme au premier aspect de l’invention peut comprendre avantageusement au moins un des perfectionnements ci-dessous, les caractéristiques techniques formant ces perfectionnements pouvant être prises seules ou en combinaison :
- chaque système d’actionnement comprend en outre un élément de rappel élastique, l’élément de rappel élastique du système d’actionnement du premier embrayage étant situé radialement à l’extérieur de la chambre d’équilibrage du premier embrayage. L’externalisation de cet élément de rappel permet ainsi au piston du système d’actionnement du premier embrayage de recevoir lors de son actionnement une force inverse à celle de l’actionnement dont l’origine de son vecteur est situé radialement proche du rayon de contact entre le piston et l’ensemble des disques d’embrayage de l’embrayage 1. Ceci permet notamment d’aider le piston à rester le plus perpendiculairement possible à l’axe pendant l’actionnement réduisant le phénomène de broutement.
- l’élément de rappel élastique du système d’actionnement du premier embrayage est une rondelle Belleville ou est composé de ressorts hélicoïdaux ;
- l’élément de rappel élastique du système d’actionnement du deuxième embrayage est composé de ressorts hélicoïdaux ;
- l’élément de rappel élastique du système d’actionnement du premier embrayage est disposé axialement entre un porte-disque d’entrée commun aux embrayages et le piston du système d’actionnement du premier embrayage ;
- le deuxième embrayage et l’élément de rappel élastique du système d’actionnement du premier embrayage se superposent radialement ; - l’élément de rappel élastique du système d’actionnement du premier embrayage comprend un couvercle d’équilibrage destiné à fermer radialement la chambre d’équilibrage correspondante ;
- chaque piston est formé par :
o une première partie s’étendant radialement à l’extérieur de la chambre de pression afin d’embrayer ou de débrayer l’embrayage correspondant et o une deuxième partie située radialement à l’intérieur de la première partie et collaborant avec la chambre de pression ;
- la deuxième partie du piston du système d’actionnement du premier embrayage consiste en une première portée d’extension radiale reliée à une première portée d’extension axiale ;
- le diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage du premier embrayage est inférieur au diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage du deuxième embrayage. Ceci a notamment pour objectif de conserver un équilibrage plus ou moins proche entre les chambres de pression et d’équilibrage du premier embrayage afin d’avoir un équilibrage de 100% pour chacune des chambres.
- l’écart d1 entre le diamètre extérieur de la chambre de pression du premier embrayage et le diamètre extérieur de la chambre de pression du deuxième embrayage est égal à l’écart d2 entre le diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage du premier embrayage et le diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage du deuxième embrayage ;
- le diamètre intérieur de la chambre de pression du premier embrayage est égal au diamètre intérieur de la chambre de pression du deuxième embrayage et/ou en ce que le diamètre intérieur de la chambre de d’équilibrage du premier embrayage est égal au diamètre intérieur de la chambre d’équilibrage du deuxième embrayage.
Selon un deuxième aspect, l’invention concerne aussi un système de transmission pour véhicule automobile comprenant un tel mécanisme à double embrayages dans lequel :
- le premier embrayage est couplé en rotation à un premier arbre de sortie de la transmission par l’intermédiaire d’un premier porte-disques de sortie ;
- le deuxième embrayage est couplé en rotation à un deuxième arbre de sortie de la transmission par l’intermédiaire d’un deuxième porte-disques de sortie ; - le premier et le deuxième embrayage sont alternativement couplés en rotation à un voile d’entrée, ledit voile d’entrée étant couplé en rotation à un arbre d’entrée entraîné en rotation par au moins un vilebrequin.
L’invention sera mieux comprise, et d'autres buts, détails, caractéristiques et avantages de celle-ci apparaîtront plus clairement au cours de la description qui va suivre, donnée uniquement à titre d’exemple et faite en se référant à la figure annexée dans laquelle :
La figure 1 est une vue en coupe axiale d’un premier exemple de réalisation du mécanisme à double embrayage conforme au premier aspect de l’invention.
En relation avec la figure 1 , on a représenté un premier exemple de réalisation du mécanisme à double embrayage 10 conforme au premier aspect de l’invention.
Le mécanisme à double embrayage est préférentiellement du type à double embrayage humide de type multidisque et présente un axe principal de rotation X. Le mécanisme à double embrayage 10 est intégré sur une chaîne de transmission 1 comprenant une transmission couplée en rotation au mécanisme à double embrayages 10.
Le mécanisme à double embrayage 10 comporte autour de l’axe X au moins un élément d’entrée 2, dit élément d’entrée de couple qui est lié en rotation à un arbre menant (non représenté). L’élément d’entrée 2 est situé à l’avant du mécanisme à double embrayage humide 10.
Dans le premier mode de mise en oeuvre, l’élément d’entrée 2 présentant globalement une forme en « L », comporte une portion annulaire d’orientation radiale formée par un voile 3 d’entrée et une partie d’orientation axiale formée par un moyeu 4. Le voile 3 d’entrée et le moyeu 4 d’entrée sont solidaires, de préférence fixées ensemble par soudage tel qu’un soudage laser par transparence et/ou rivetage.
Le moyeu 4 est agencé radialement à l’intérieur par rapport au voile 3 d’entrée.
Le moyeu 4 d’entrée est par exemple, lié en rotation par l’intermédiaire de cannelures à la sortie d’un dispositif d’amortissement (tel qu’un double volant amortisseur) dont l’entrée est liée, par l’intermédiaire notamment d’un volant moteur, à l’arbre menant formé par un vilebrequin qu’entraîne en rotation un moteur équipant le véhicule automobile.
Le voile 3 d’entrée comporte, à son extrémité radiale externe d’orientation axiale, des dents 9 qui s’étendent radialement vers l’extérieur et qui s’appuient sur un porte-disque d’entrée commun 8 aux embrayages E1 , E2. Le moyeu 4 étant quant à lui situé à l’extrémité radiale interne. Un circlip 5 permet de bloquer axialement l’ensemble.
Le porte-disque d’entrée commun 8 aux embrayages E1 , E2 est composé d’un porte-disque extérieur 14 du premier embrayage E1 et d’un porte-disque intérieur 24 du deuxième embrayage E2. Dans l’exemple considéré, le porte-disque extérieur 14 et le porte-disque intérieur 24 sont solidairement fixés entre eux par soudure.
Le mécanisme à double embrayage humide 10 est commandé pour accoupler sélectivement ledit arbre menant à un premier arbre (non représenté) et à un deuxième arbre mené (non représenté) par l’intermédiaire respectivement du premier embrayage E1 ou du deuxième embrayage E2.
Dans le contexte de l’invention, l’arbre d’entrée est entraîné en rotation par au moins un vilebrequin d’un moteur, par exemple un moteur thermique ; et les premier et deuxième arbres de transmission sont destinés à être couplés en rotation à la transmission, telle que par exemple une boite de vitesses du type de celles équipant des véhicules automobiles.
De préférence, le premier arbre mené et le deuxième arbre mené sont coaxiaux. Le premier arbre mené est entraîné en rotation lorsque ledit premier embrayage E1 est fermé et le deuxième arbre mené est entraîné en rotation lorsque ledit deuxième embrayage E2 est fermé.
L’ensemble multidisque du premier embrayage E1 comporte des flasques 11 liés en rotation au porte-disque d’entrée 8 et des disques 12 de friction liés en rotation à un support de disques 13, également appelé porte-disque de sortie 13. Les disques 12 de friction sont, unitairement, axialement interposés entre deux flasques 11 successifs. Le premier arbre de transmission est couplé en rotation à l’arbre d’entrée. Le premier arbre de transmission est entraîné par l’arbre d’entrée en rotation lorsque le premier embrayage E1 est configuré dans une position dite embrayée pour laquelle la pluralité des flasques 11 est couplée en rotation à la pluralité des disques de friction 12. Alternativement, le premier arbre de transmission est découplé en rotation de l’arbre d’entrée lorsque le premier embrayage E2 est configuré dans une position dite débrayée pour laquelle la pluralité des flasques 11 est découplée en rotation à la pluralité des disques de friction 12. Le deuxième arbre de transmission est couplé de manière analogue à l’arbre d’entrée par l’intermédiaire du deuxième embrayage E2.
Le premier embrayage E1 et le deuxième embrayage E2 sont agencés pour transmettre alternativement une puissance dite d’entrée - un couple et une vitesse de rotation - de l’arbre d’entrée, à l’un des deux arbres de transmission, en fonction de la configuration respective de chaque embrayage E1 et E2 et par l’intermédiaire du voile d’entrée 3.
Le premier embrayage E1 et le deuxième embrayage E2 sont agencés pour ne pas être simultanément dans la même configuration embrayée. En revanche, le premier embrayage E1 et le deuxième embrayage E2 peuvent simultanément être configurés dans leur position débrayée.
Le porte-disque 13 de forme de révolution autour de l'axe X comprend une extension axiale 54 agencée pour recevoir l’ensemble multidisque de l’embrayage humide E1 , une portion annulaire 55 s’étendant radialement vers l’intérieur depuis l’extension axiale selon un plan perpendiculaire à l’axe X.
Le porte-disque de sortie 13 du premier embrayage E1 est lié en rotation par engrènement avec les disques 12 de friction et par une liaison cannelée avec ledit premier arbre mené.
Le porte-disque de sortie 13 présente globalement une forme en « L » dont l’extrémité radiale intérieure est solidarisée préférence par soudure laser par transparence, friction ou décharge de condensateur à un premier moyeu de sortie 120. Le premier moyeu de sortie 120 comporte radialement à l’intérieur des cannelures axiales agencées pour coopérer avec des cannelures complémentaires situées sur le premier arbre de transmission, de manière à réaliser un couplage en rotation. L’ensemble multidisque du deuxième embrayage E2 comporte également des flasques liés en rotation au porte-disque assemblé 10 et des disques de friction liés en rotation à un support de disques 23, également appelé porte-disque de sortie 23.
Le porte-disque de sortie 23 de forme de révolution autour de l'axe X comprend une extension axiale 44 agencée pour recevoir l’ensemble multidisque de l’embrayage humide E2, une portion annulaire 45 s’étendant radialement vers l’intérieur depuis l’extension axiale selon un plan perpendiculaire à l’axe X.
Le porte-disque de sortie 23 du deuxième embrayage E2 est lié en rotation par engrènement avec les disques de friction et par une liaison cannelée avec ledit deuxième arbre mené.
Le porte-disque de sortie 23 présente globalement une forme en « L » dont l’extrémité radiale intérieure est solidarisée de préférence par soudure laser par transparence, friction ou décharge de condensateur à un deuxième moyeu de sortie 220. Le deuxième moyeu de sortie 220 comporte radialement à l’intérieur des cannelures axiales agencées pour coopérer avec des cannelures complémentaires situées sur le deuxième arbre de transmission, de manière à réaliser un couplage en rotation.
Les embrayages E1 , E2 comportent entre deux et sept disques de friction, de préférence quatre disques de friction.
Le mécanisme à double embrayage comprend en outre, un moyeu principal 7 d’axe de rotation X. Le porte-disque d’entrée commun 8 est solidairement fixement par soudure au moyeu principal 7.
Ainsi, le moyeu principal 7 supporte les premier et deuxième embrayages E1 , E2 par l’intermédiaire du porte-disque d’entrée commun 8. Le moyeu principal 7 est donc couplé en rotation au moyeu d’entrée 4 du mécanisme à double embrayages 10. Lorsque le moyeu d’entrée 4 est couplé à un arbre moteur entraîné en rotation par le vilebrequin d’un moteur, tel que décrit précédemment, alors le moyeu principal 7 est animé d’un mouvement de rotation analogue à celui de l’arbre moteur.
Comme illustré sur la figure 1 , le premier embrayage E1 est disposé radialement au dessus du deuxième embrayage E2. De préférence, le premier embrayage E1 et le deuxième embrayage E2 sont à l’état ouvert, encore dit « normalement ouvert », et sont actionnés sélectivement en fonctionnement par un dispositif de commande (non représenté) pour passer de l’état ouvert à l’état fermé.
Le premier embrayage E1 et le deuxième embrayage E2 sont chacun commandés par un système d’actionnement 30, 40 qui seront décrits ultérieurement. Chaque système d’actionnement 30, 40 est agencé pour pouvoir configurer le premier embrayage E1 et le deuxième embrayage E2 dans une configuration quelconque comprise entre la configuration embrayée et la configuration débrayée.
Pour commander sélectivement le changement d’état du premier embrayage E1 et du deuxième embrayage E2 du mécanisme à double embrayage 10, le dispositif de commande gère l’alimentation en huile. Le dispositif de commande est raccordé au moyeu principal 7 qui comporte des canaux non visibles sur les plans de coupe de la figure 1.
Chaque système d’actionnement 30, 40 comprend :
o une chambre de pression 31 , 41 agencée pour recevoir un fluide pressurisé,
o un piston 32, 42 mobile axialement à l’intérieur de la chambre de pression 31 , 41 ,
o une chambre d’équilibrage 33, 43 située à l’opposé de la chambre de pression 31 , 41 par rapport au piston 32, 42.
Chaque système d’actionnement 30, 40 comprend en outre un élément de rappel élastique 34, 44, agencé pour générer un effort axial s’opposant au déplacement du piston 32, 42 correspondant pour embrayer l’embrayage E1 , E2 correspondant. Ceci permet de rappeler automatiquement le piston 32, 42 en position débrayée, correspondant à un état ouvert de l’embrayage. Dans cette position, le piston 32, 42 libère axialement l’ensemble multidisque correspondant qui ne transmet alors plus de couple en direction du premier ou deuxième arbre mené.
Le premier système d’actionnement 30 est lié au premier embrayage E1 par l’intermédiaire d’un premier piston 32 comprenant : - une première partie 32a s’étendant radialement à l’extérieur de la chambre de pression 31 afin d’embrayer ou de débrayer l’embrayage correspondant et
- une deuxième partie 32b située radialement à l’intérieur de la première partie 32a et collaborant avec la chambre de pression 31.
La deuxième partie 32b du piston 32 consiste en une première portée d’extension radiale 320 reliée à une première portée d’extension axiale 321. La première et deuxième porté 320, 321 étant en un seul tenant.
D’une manière générale, le premier piston 32 est agencé pour transmettre un premier effort axial, exercé parallèlement à l’axe longitudinal X, au premier embrayage E1 par l’intermédiaire de sa première partie 32a collaborant avec les éléments de friction (flasques 11 et disques de friction 12) dudit premier embrayage E1 , et de sa deuxième partie 32b collaborant avec un générateur d’effort pour configurer le premier embrayage E1 dans l’une des configurations détaillées précédemment. Au niveau de sa première partie 32a, le premier piston 32 comprend des appuis 61 extérieurs qui s’étendent axialement vers l’avant AV pour pouvoir presser la flasque 11 d’extrémité de l’ensemble multidisque du premier embrayage E1 contre un disque de friction 12 d’une part, et contre un moyen de réaction extérieur 18 formé directement dans le voile d’entrée 3 d’autre part. Dans l’exemple représenté sur la figure 1 , les appuis 61 sont discontinus.
Le premier piston 32 est mobile axialement, ici de l’arrière vers l’avant entre une position débrayée et une position embrayée qui correspondent respectivement aux états ouvert et fermé du premier embrayage E1. Le premier piston 32 du premier embrayage E1 est disposé axialement entre la chambre de pression 31 , située axialement à l’arrière et la chambre d’équilibrage 33 située axialement à l’avant.
Le premier piston 32 prend la forme d’une tôle ondulée et est incurvée axialement vers l’avant AV à son extrémité radiale extérieure. Les appuis 61 extérieurs s’étendent parallèlement à l’axe longitudinal X vers l’avant AV et au travers d’ouvertures aménagées à travers le porte-disques d’entrée commun 8, en particulier à travers le porte-disque extérieur 14 du premier embrayage E1.
À titre d’exemple non limitatif, le premier piston 32 peut être obtenu par emboutissage. La première chambre de pression 31 du premier système d’actionnement 30 est agencée pour recevoir un certain volume de fluide hydraulique sous pression afin de générer un effort axial sur la deuxième partie 32b du premier piston 32 et de configurer ainsi le premier embrayage E1 dans l’une des configurations décrites précédemment. Le fluide hydraulique pressurisé est avantageusement acheminé par l’intermédiaire de conduits de circulation fluidiques haute pression (non représentées sur le plan de coupe) traversant au moins en partie le moyeu principal 7 et débouchant radialement dans la chambre de pression 31 au niveau d’une face extérieure dudit moyeu principal 7.
La première chambre de pression 31 du premier système d’actionnement 30 est avantageusement délimitée :
- radialement vers l’intérieur, par une portion du moyeu principal 7,
- axialement vers l’arrière AR, par une pièce de fermeture 39,
- radialement vers l’extérieur, par la portée d’extension axiale 321 de la deuxième partie 32b du premier piston 32, et
- axialement vers l’avant AV, par la portée d’extension radiale 320 de la deuxième partie 32b du premier piston 32.
On notera également que l’étanchéité de la chambre de pression 31 du premier système d’actionnement est garantie par la présence de trois joints d’étanchéité.
La chambre de pression 31 qui génère l’effort du piston 32 du premier embrayage E1 est associée à une chambre d’équilibrage 33 agencée pour recevoir un certain volume de fluide hydraulique. Le fluide , du type de lubrification ou de refroidissement est avantageusement acheminé par l’intermédiaire de conduits de circulation fluidiques basse pression (non représentées sur le plan de coupe) traversant au moins en partie le moyeu principal 7 et débouchant radialement dans la chambre d’équilibrage 33 au niveau d’une face extérieure dudit moyeu principal 7. La chambre d’équilibrage 33 du premier système d’actionnement 30 est avantageusement délimitée :
- radialement vers l’intérieur, par une portion du moyeu principal 7,
- axialement vers l’arrière AR, par la portée d’extension radiale 320 de la deuxième partie 32b du premier piston 32. - radialement vers l’extérieur, par une partie d’orientation axiale 35a d’un couvercle d’équilibrage 35, et
- axialement vers l’avant AV, par une partie du porte-disque d’entrée commun 8, en particulier une partie du porte-disque extérieur 14 du premier embrayage E1.
On notera également que l’étanchéité de la chambre d’équilibrage 33 du premier système d’actionnement 30 est garantie par la présence de deux joints d’étanchéité.
Avantageusement, le couvercle d’équilibrage 35 de la chambre d’équilibrage 33 du premier système d’actionnement 30 comprend une partie d’orientation axiale 35a et une partie d’orientation radiale 35b.
Selon un mode de réalisation particulier, le couvercle 35 peut-être soudé sur le porte disque extérieur 14 du premier embrayage E1 ou simplement pris en portefeuilles entre le porte-disque du premier embrayage et l’élément de rappel élastique 34 comme cela est représenté sur la figure 1. En variante, le couvercle 35 peut-être assemblé par serrage ou par soudure avec l’élément de rappel élastique 34.
Une pièce d’interposition axiale 34a peut être disposée axialement entre la partie d’orientation radiale 35b du couvercle d’équilibrage 35 et une extrémité axiale (en particulier celle située à l’avant) de l’élément de rappel élastique.
Avantageusement, le couvercle d’équilibrage 35 fait partie intégrante de l’élément de rappel élastique 34. Dans un tel cas, la pièce d’interposition axiale 34a est supprimée.
L’élément de rappel élastique 34 du système d’actionnement 30 du premier embrayage E1 est situé radialement à l’extérieur de la chambre d’équilibrage 33 du premier embrayage E1 . En particulier, l’élément de rappel élastique 34 est disposé axialement entre le porte-disque d’entrée commun 8 aux embrayages E1 , E2 et le piston 32 du système d’actionnement 30 du premier embrayage E1 .
Dans l’exemple considéré, le deuxième embrayage E2 et l’élément de rappel élastique 34 du système d’actionnement 30 du premier embrayage E1 se superposent radialement. Avantageusement, l’élément de rappel élastique 34 du système d’actionnement 30 du premier embrayage E1 est une rondelle Belleville ou est composé de ressorts hélicoïdaux. Comme illustré sur la figure 1 , l’élément de rappel élastique 34 du piston 32 est formé par une pluralité de ressorts hélicoïdaux intercalés axialement entre une paroi arrière du couvercle d’équilibrage 35 et ledit piston 32.
Le deuxième système d’actionnement 40 est lié au second embrayage E2 par l’intermédiaire d’un deuxième piston 42 comprenant :
- une première partie 42a s’étendant radialement à l’extérieur de la chambre de pression 41 afin d’embrayer ou de débrayer l’embrayage correspondant et
- une deuxième partie 42b située radialement à l’intérieur de la première partie 42a et collaborant avec la chambre de pression 41.
D’une manière analogue au fonctionnement du premier piston décrit précédemment, le deuxième piston 42 est agencé pour transmettre un deuxième effort axial, exercé parallèlement à l’axe longitudinal X, au premier deuxième embrayage E2 par l’intermédiaire de sa première partie 42a collaborant avec les éléments de friction (flasques et disques de friction) dudit deuxième embrayage E2, et de sa deuxième partie 42b collaborant avec un générateur d’effort pour configurer le deuxième embrayage E2 dans l’une des configurations détaillées précédemment. Au niveau de sa première partie 42a, le deuxième piston 42 comprend des appuis 51 extérieurs qui s’étendent axialement vers l’arrière AR. Les appuis 51 viennent en appui sur le flasque d’extrémité de l’ensemble multidisque du deuxième embrayage E2. Dans l’exemple représenté sur la figure 1 , les appuis 51 forment une couronne continue.
Le deuxième piston 42 est mobile axialement, ici de l’avant vers l’arrière entre une position débrayée et une position embrayée qui correspondent respectivement aux états ouvert et fermé du deuxième embrayage E2.
Dans le cadre de la présente invention, le piston 32 du premier embrayage E1 et le piston 42 du deuxième embrayage E2 dudit mécanisme à double embrayage 10 se déplacent axialement en sens opposé pour passer par exemple de la position débrayée à la position embrayée. En effet, les chambres de pression 31 , 41 de la présente invention exercent des forces d’actionnement axialement opposées sur lesdits pistons 32, 42. En particulier la force d’actionnement du premier piston 32 est dirigée axialement vers l’avant tandis que la force d’actionnement du deuxième piston 42 est dirigée axialement vers l’arrière.
Tel que représenté sur la figure 1 , le piston 42 est commandé en déplacement au moyen d’une chambre de pression 41 délimitée :
- radialement vers l’intérieur, par une portion du moyeu principal 7,
- axialement vers l’arrière AR et radialement vers l’extérieur, par la deuxième partie 42b du piston 42,
- axialement vers l’avant AV, par une face radiale arrière d’une pièce de fermeture 49.
La chambre de pression 41 du deuxième piston 42 du deuxième embrayage E2 est associée à une chambre d’équilibrage 43 délimitée :
- radialement vers l’intérieur, par une portion du moyeu principal 7,
- axialement vers l’arrière AR et radialement vers l’extérieur, par une partie d’orientation axiale 45a d’un couvercle d’équilibrage 45, et
- axialement vers l’avant AV, par la deuxième partie 42b du piston 42.
Avantageusement, le couvercle d’équilibrage 45 de la chambre d’équilibrage 43 du premier système d’actionnement 40 comprend une partie d’orientation axiale 45a et une partie d’orientation radiale 45b.
Le piston 42 du deuxième embrayage E2 est disposé axialement entre la chambre de pression 41 , située axialement à l’avant et la chambre d’équilibrage 43, située axialement à l’arrière.
Le piston 42 est commandé pour venir serrer axialement, en position embrayée, ledit ensemble multidisque du deuxième embrayage E2 contre des moyens de réaction 28. Les moyens de réaction 28 sont formés directement sur la périphérie avant du porte-disque extérieur 14 du premier embrayage E1 .
Le couvercle d’équilibrage 45 comporte des emboutis de forme répartis angulairement autour de l’axe X, formant un passage d’huile entre la chambre d’équilibrage 43 et l’intérieur du deuxième embrayage E2 et permet une circulation d’huile nécessaire à l’équilibrage des pressions entre la chambre de pression 41 et la chambre d’équilibrage 43. Comme illustré sur la figure 1 , l’élément de rappel élastique 44 du système d’actionnement 40 du deuxième embrayage E2 est formé par une pluralité de ressorts hélicoïdaux intercalés axialement entre la paroi avant du couvercle d’équilibrage 45, en particulier la partie d’orientation radiale 45b et ledit piston 42.
Dans le cadre de la présente invention et comme cela est représenté en figure 1 , le diamètre extérieur de la chambre de pression 31 du premier embrayage E1 est inférieur au diamètre extérieur de la chambre de pression 41 du deuxième embrayage E2. En particulier, la hauteur radiale de la portée d’extension radiale 320 de la deuxième partie 32b du premier piston 32 est inférieure à la hauteur radiale de l’extrémité radialement extérieure de la deuxième partie 42b du piston 42. Les deux chambres de pression 31 , 41 ont ainsi une hauteur radiale différente l’une de l’autre. Le diamètre extérieur de la chambre de pression 31 étant situé à une distance d1 du diamètre extérieur de la chambre de pression 41.
En outre, le diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage 33 du premier embrayage E2 est inférieur au diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage 43 du deuxième embrayage E2. En particulier, la hauteur radiale de la portion radiale 35a du couvercle d’équilibrage 35 est inférieure à la hauteur radiale de la portion radiale 45a du couvercle d’équilibrage 45. Le diamètre extérieur de la chambre de pression 33 étant situé à une distance d2 du diamètre extérieur de la chambre de pression 43.
De manière avantageuse d1 est égal à d2.
Dans l’exemple considéré, le diamètre intérieur de la chambre de pression 31 du premier embrayage E1 est égal au diamètre intérieur de la chambre de pression 41 du deuxième embrayage E2. Le diamètre intérieur de la chambre de d’équilibrage 33 du premier embrayage E1 est en outre égal au diamètre intérieur de la chambre d’équilibrage 43 du deuxième embrayage E2.
Dans l’exemple considéré, le mécanisme à double embrayage 10 comprend en outre trois paliers 71 , 72, 73.
Un palier radial 71 est interposé entre le premier moyeu de sortie 120 relié solidairement au port-disque de sortie 13 et le moyeu d’entrée 4 afin de supporter les efforts radiaux du moyeu d’entrée 4 et/ou du voile d’entrée 3 malgré les vitesses de rotation différentes auxquelles peuvent respectivement tourner l’arbre d’entrée et le premier arbre de transmission. Un premier palier axial 72 est intercalé axialement entre le support de disques 13 définissant le porte-disque de sortie de l’embrayage E1 et le support de disques 23 définissant le porte-disque de sortie de l’embrayage E2 afin de pouvoir transmettre une charge axiale entre les deux porte-disques de sortie 13, 23 qui peuvent tourner à des vitesses différentes lorsque les premier et deuxième embrayages E1 , E2 sont configurés dans une configuration différente.
Enfin un deuxième palier axial 73 est interposé entre le porte-disque de sortie 13 de l’embrayage E2 et le moyeu principal 7.
Avantageusement, le palier 71 est un organe de roulement à billes et les paliers 72, 73 sont des paliers à roulement avec un premier et deuxième disque entre lesquels est disposée une pluralité de corps de roulement.
L’invention n’est pas limitée aux exemples de réalisation qui viennent d’être décrit. Le dispositif de transmission de couple selon l’invention peut comprendre un embrayage de coupure, de type KO, utilisé dans les transmissions hybrides pour coupler le moteur thermique au moteur électrique après la phase de démarrage du véhicule.
Bien que l'invention ait été décrite en liaison avec plusieurs modes de réalisation particuliers, il est bien évident qu'elle n'y est nullement limitée et qu'elle comprend tous les équivalents techniques des moyens décrits ainsi que leurs combinaisons si celles-ci entrent dans le cadre de l'invention.
Dans les revendications, tout signe de référence entre parenthèses ne saurait être interprété comme une limitation de la revendication.

Claims

REVENDICATIONS
1 . Mécanisme à double embrayages (10) comprenant :
- un premier et deuxième embrayage humide (E1 , E2) de type multidisque en rotation au tour d’un axe (X), commandé pour accoupler sélectivement un arbre menant respectivement à un premier et deuxième arbre mené, le premier embrayage (E1 ) étant situé radialement à l’extérieur par rapport au deuxième embrayage (E2),
- un premier et deuxième système d’actionnement (30, 40) agencés pour embrayer ou débrayer respectivement le premier et deuxième embrayage (E1 , E2),
- chaque système d’actionnement (30, 40) comprenant :
o une chambre de pression (31 , 41 ) agencée pour recevoir un fluide pressurisé,
o un piston (32, 42) mobile axialement,
o une chambre d’équilibrage (33, 43) située à l’opposé de la chambre de pression (31 , 41 ) par rapport au piston (32, 42),
lesdites chambres de pression (31 , 41 ) exerçant des forces d’actionnement axialement opposées sur lesdits pistons (32, 42),
caractérisé en ce que le diamètre extérieur de la chambre de pression (31 ) du premier embrayage (E1 ) est inférieur au diamètre extérieur de la chambre de pression (41 ) du deuxième embrayage (E2).
2. Mécanisme à double embrayage (10) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que chaque système d’actionnement (30, 40) comprend en outre un élément de rappel élastique (34, 44), l’élément de rappel élastique (34) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ) étant situé radialement à l’extérieur de la chambre d’équilibrage (33) du premier embrayage (E1 ).
3. Mécanisme à double embrayage (10) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que l’élément de rappel élastique (34) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ) est une rondelle Belleville ou est composé de ressorts hélicoïdaux.
4. Mécanisme à double embrayage (10) selon la revendication 2 ou 3, caractérisé en ce que ledit élément de rappel élastique (34) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ) est disposé axialement entre un porte-disque d’entrée commun (8) aux embrayages (E1 , E2) et le piston (32) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ).
5. Mécanisme à double embrayage (10) selon l’une quelconque des revendications 2 à 4, caractérisé en ce que le deuxième embrayage (E2) et l’élément de rappel élastique (34) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ) se superposent radialement.
6. Mécanisme à double embrayage (10) selon l’une quelconque des revendications 2 à 5, caractérisé en ce que l’élément de rappel élastique (34) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ) comprend un couvercle d’équilibrage (35) destiné à fermer radialement la chambre d’équilibrage correspondante (33).
7. Mécanisme à double embrayage (10) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que chaque piston (32, 42) est formé par :
- une première partie (32a, 42a) s’étendant radialement à l’extérieur de la chambre de pression (31 , 41 ) afin d’embrayer ou de débrayer l’embrayage correspondant et
- une deuxième partie (32b, 42b) située radialement à l’intérieur de la première partie (32a, 42a) et collaborant avec la chambre de pression (31 , 41 ).
8. Mécanisme à double embrayage (10) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que la deuxième partie (32b) du piston (32) du système d’actionnement (30) du premier embrayage (E1 ) consiste en une première portée d’extension radiale (320) reliée à une première portée d’extension axiale (321 ).
9. Mécanisme à double embrayage (10) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage (33) du premier embrayage (E1 ) est inférieur au diamètre extérieur de la chambre d’équilibrage (43) du deuxième embrayage (E2).
10. Mécanisme à double embrayage (10) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le diamètre intérieur de la chambre de pression (31 ) du premier embrayage (E1 ) est égal au diamètre intérieur de la chambre de pression (41 ) du deuxième embrayage (E2) et/ou en ce que le diamètre intérieur de la chambre de d’équilibrage (33) du premier embrayage (E1 ) est égal au diamètre intérieur de la chambre d’équilibrage (43) du deuxième embrayage (E2).
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