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Mécanisme de transmission pour véhicules automobiles.
L'invention concerne un mécanisme de transmission pour véhicules automobiles.
Elle a pour objet une combinaison d'un mécanisme de changement de vitesses avec un embrayage hydraulique connu sous le nom de "volant hydraulique".
La combinaison de l'invention a pour effet de faire agir l'embrayage hydraulique dans des conditions de rendement déterminées qui se trouvent dans un rapport donné avec la gamme des rapports de vitesses établie par le mécanisme de changement de vitesses.
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L'embrayage hydraulique peut comporter un type connu quelconque d'ailettes radiales ou des alvéoles profilés d'une forme ordinaire et on peut employer des carters séparés pour l'embrayage et pour l'ensemble de la transmission. Dans la forme de réalisation décrite ci-après, ces deux éléments sont renfermés dans un carter unique.
Ladite forme de réalisation ne comporte pas d'embrayage principal sur le moteur, car l'état de marche à vide ou neutre est obtenu en libérant complètement tous les éléments de contrôle de la transmission, outre que l'embrayage hydraulique comporte un facteur de glissement en marche à vide.
Ainsi qu'on le verra ci-après, la marche arrière séparée est inutile dans le mécanisme décrit ci-après; pour obtenir la marche arrière on utilise un élément de le trans- mission qui fonctionne normalement en marche avant.
On comprendra mieux la nature et la portée de l'invention d'après les caractéristiques de sa mise en oeuvre exposées ci-après avec le dessin annexé à l'appui, sur lequel:
La figure 1 est une demi-coupe d'un mécanisme de transmission suivant l'invention, l'arbre de commande se trouvant à gauche et l'arbre commandé à droite;
La figure 2 est une coupe du mécanisme de la figure 1 suivant la ligne 2-2;
La figure 3 est un graphique indiquant les rendements portés en ordonnées et les vitesses portées en abscisses pour diverses conditions de marche du mécanisme des figures 1 et 2.
Le mécanisme représenté est une combinaison d'un mécanisme de changement de vitesses sélectif avec un turbo-embrayage hydraulique du type connu sous le nom de volant hydraulique, agencée de façon que, pour des rapports de vitesse
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choisis du mécanisme de changement de vitesses le rendement du turbo-embrayage hydraulique augmente proportionnellement, ou inversement que le facteur de glissement dudit embrayage diminue progressivement.
Sur la figure 1, l'arbre de commande 1 du moteur est réuni à un boîtier rotatif 2, èn 3 par des boulons appro- priés ou par un moyen similaire, le palier directeur 4 sup- portant un arbre 5 sur lequel est calée une roue 6 à ailettes de turbine,combinés avec une roue complémentaire 7 à ailettes de turbine. Le bottier 2 entoure et renferme les roues à ailet- tes 6 et 7 et se termine par une bride 9, sur laquelle est fixée une couronne dentée 10.
Un arbre creux 11 entoure l'arbre 5 sur une portion de sa longueur et est relié rigidement à un porte-satellites 12 et à la roue à ailettes 7. Des broches 13 fixées dans le porte-satellites 12 servent d'arbres à des satellites 14, qui engrènent avec la couronne 10 et avec une roue centrale ou planétaire 15 calée sur l'arbre creux 16 qui entoure l'arbre 11. Un élément de tambour 17 calé sur l'arbre 16 constitue une surface de freinage 19 et supporte aussi un groupe d'éléments d'embrayage 20 correspondant avec des éléments d'embrayage 21 disposés de façon à tourner avec le porte-satellites 12.
Un moyeu d'embrayage 22 fixé sur un prolongement vers l'arrière de l'arbre 11 sert de moyen de montage pour un autre groupe d'éléments d'embrayage 23 correspondant avec un groupe d'élé- ments d'embrayage 24 supportés par un tambour 25, qui est en une seule pièce avec une âme 26, la portion extérieure du tam- bour 25 constituant également une surface de freinage. L'âme 26 du tambour 25 est supportée sur l'arbre 11 par un palier 27.
Le tambour25esten une seule pièce avec un arbre creux 29 sur lequel est calée une roue centrale 30 qui engrène avec les satellites 31, tournant sur des broches 32 montées @
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dans un porte-satellites 33. Les satellites 31 engrènent aussi avec une couronne dentée 34 en une seule pièce avec un tambour 35 fixé sur l'arbre 5. Le porte-satellites 33 est fixé sur un tambour 36, comportant une surface de freinage extérieure 37 et l'âme 39 du tambour 36 constitue le support du troisième groupe d'engrenages qui assurent la marche arrière.
Ce troi- sième groupe comporte une roue centrale ou planétaire 40, calée sur l'arbre 5, des satellites 41 montés sur des broches 42 qui tournent avec l'âme 39 et sont fixées sur elle et une couronne dentée 43 en une seule pièce avec le tambour 44 qui tourne avec l'arbre commandé ou chargé 50. Le palier de butée 45 supporte l'extrémité de l'arbre 5 dans l'arbre 50.
Un élément de frein 46 agit de façon à empêcher le tambour 17 de tourner; un élément de frein similaire 47 peut bloquer le tambour 35 et un troisième frein 49 peut également empêcher le tambour 36 de tourner.
Le moyen par lequel on accouple et désaccouple les divers embrayages et freins est le suivant:
L'embrayage 20,21 s'accouple par l'action d'une plaque de pression 51 mise en mouvement par des pistons 52 qui se déplacent dans des cylindres 53 en une seule pièce avec le tambour 17. Le fluide sous pression est amené dans les cylindres 53 par des canaux de passage 54 venant d'un presse- étoupe 55 monté au-dessus de l'arbre 11 et recevant le fluide sous pression par un tuyau 56 d'un dispositif de contrôle (non figuré) qui contrôle également la. pression du fluide faisant fonctionner le dispositif appliquant le frein, ainsi qu'on peut le voir sur la figure 2.
La figure 2 représente l'ensemble du frein 46, mais peut représenter également le dispositif appliquant les freins 47 et 49.
@
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Pour la commande, le frein 46 et l'embrayage 20, 21 et le frein 47 et l'embrayage 23-24 peuvent être manoeuvrés en coordination, tandis que le frein 49 seul a besoin d'être manoeuvré indépendamment. Le dispositif de commande peut être agencé de façon à actionner individuellement un frein ou un embrayage, ou une combinaison de deux freins et de deux embrayages, ou un frein et un embrayage, ou toute autre combinaison nécessaire à volonté pour établir des combinaisons de vitesses différentes.
La figure 2 représente un cylindre 60 dans lequel se meut un piston 59 disposé de façon à comprimer des ressorts 61 et à faire mouvoir une tige de piston 63. Les ressorts 61 agissent normalement sur le piston 59 de façon à faire osciller le levier 64 autour du pivot 65, et à faire cesser par l'intermédiaire de l'alvéole 66 la poussée s'exerçant sur la tige 67 qui pivote autour de l'oeil 69 du ruban de frein 46. L'extrémité fixe 70 du ruban 46 peut être réglée au moyen d'un écrou 71 se vissant sur la partie filetée d'un boulon fendu 72. Un fluide sous pression provenant d'une source extérieure servo motrice,est amené par l'intermédiaire d'un dispositif de commande approprié (non figuré) par l'orifice 75 sur la face supérieure du piston 59 et sur la face inférieure du piston 59 par un orifice 76.
Suivant les caractéristiques de commande choisies par le constructeur, l'orifice 76 peut être relié extérieurement au tuyau 56, de façon à faire manoeuvrer en coordination le frein 46 et l'embrayage 20-21, c'est-à-dire que, lorsque le fluide sous pression arrive par les deux orifices 75 et 54, le frein 46 se desserre et l'embrayage 20-21 s'accouple. Pendant que ce changement s'accomplit, le fluide sous pression peut être admis par l'orifice 76 du cylindre 60, de sorte que la durée du desserrage du frein 46 et la capacité d'entraînement
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de l'embrayage 20-21 peuvent être modifiées.
Ou bien la commande de l'arrivée du fluide sous pression dans les orifices 75, 76 du cylindre 60 et dans le tuyau 56, peut être disposée de façon à agir successivement, afin qu'au lieu que le frein se desserre pendant que l'embrayage s'accouple, il existe un temps d'arrêt neutre pendant lequel il ne se produise aucun entrafnement résultant de l'action du frein et de l'embrayage.
La même observation s'applique à l'une quelconque des combinaisons de frein et d'embrayage.
Le mécanisme décrit ci-dessus comporte donc trois groupes unitaires d'engrenages. Le premier groupe unitaire comprend le planétaire central 15, la couronne 10, le portesatellites 12 et les satellites 14 et les éléments combinés à savoir le frein 46 et l'embrayage 20-21, qui fonctionnent de façon que lorsque le frein 46 est appliqué sur le tambour 17, le planétaire 15 sert d'élément de réaction, de sorte que la couronne 10 en tournant fait tourner la, roue à ailettes 7 à une vitesse réduite par rapport à l'arbre du moteur 1. D'autre part, lorsque l'embrayage 20-21 est accouplé et le frein 46 desserré, la liaison établie entre le porte-satellites 12)et le planétaire 15 fait tourner la roue à ailettes 7 à la vitesse du moteur.
En actionnant alternativement le frein 46 et l'embrayage 20-21, on fait varier la, vitesse de rotation de la roue à ailettes 7 par rapport à celle du moteur. Lorsque ni le frein 46, ni l'embrayage 20-21 ne sont actionnés aucun mouvement d'entrafhement ne peut être transmis par l'intermédiaire des roues à ailettes 6, 7 et au reste de la transmission.
Le second groupe unitaire consiste dans la couronne 34, le planétaire 30, les satellites 31, le porte-satellites 33 et les éléments combinés, à savoir le frein 47 et l'embrayage 23, 24, qui fonctionnent de façon à provoquer des variations
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dans l'entraînement entre le premier groupe et les éléments décrits ci-après, qui transmettent la commande à l'arbre commandé 50. En actionnant alternativement le frein 47 et l'embrayage 23-24, on obtient des variations de vitesse entre les arbres 5 et 50 qui résultent des variations de vitesse .subies par la roue centrale 30.
Le troisième groupe unitaire qui se compose de la roue centrale 40, des satellites 41, de la couronne 43 et des éléments combinés, à savoir le frein 49, a deux fonctions : ilsert de transmission de marche arrière lorsque le frein 49 empêche le tambour 36 de tourner et de dispositif d'accouplement variable avec le frein 49 desserré, lorsqu'un couple peut être appliqué à la roue centrale ou planétaire 40 et simultanément à la couronne 34 et lorsque la couronne 43 détermine le couple transmis à l'arbre 50. En actionnant le frein 47 et l'embrayage 23, 24, on agit donc sur les conditions de marche du premier et du second groupe, tandis que le frein 49 sert seulement à établir la marche arrière.
Le fonctionnement est le suivant. Le moteur étant réuni à l'arbre 1 et tournant à vide à faible vitesse, et la charge du véhicule étant appliquée à l'arbre 50, si aucun des freins ni des embrayages décrits n'est serré ni accouplé, il est évident qu'aucun entratnement ne peut exister puisqu'aucune réaction n'est établie entre la couronne 10 tournant à la vitesse du moteur et la couronne 43 réunie à l'arbre commandé 50.
Si la vitesse du moteur augmente à partir de cette faible vitesse à vide, faisant tourner les satellites 41 et le planétaire 15 entraînés par friction, au moment où un couple de glissement s'établit entre les roues à ailettes 6, 7 par circulation d'huile à travers les canaux de passage des ailettes, l'arbre 5 fait tourner l'engrenage 40 et comme la couronne 43
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est immobile, les satellites 41 tournent et font tourner le tambour 36. Si, à ce moment, on serre le frein 49, la roue à ailettes 6 est soumise à une charge croissante.
Si on suppose que la charge sur l'arbre 50 est forte et que la vitesse de rotation du fluide dans les éléments 6,7 du volant hydraulique est suffisante, la vitesse de la roue à ailettes 7 diminue, de sorte que la couronne 10 tournant sur les satellites 14 qui ralentissent, fait tourner le planétaire 15 et les éléments qui y sont reliés en sens inverse à une certaine vitesse supérieure à celle du moteur. Il est évident que ce couple de forces résiduelles ne peut pas transmettre le mouvement à l'arbre 50, de sorte que le dispositif dans la situation décrite jusqu'à présent ne transmet aucun mouvement et reste neutre.
Si l'on serre seulement le frein 46 qui immobilise le planétaire 15, le couple agissant sur la couronne 10 force la roue à ailettes 7 à tourner à une certaine vitesse inférieure à celle du moteur en raison de la démultiplication résultant des éléments 15, 14 et 10. L'arbre 50 ne peut encore être entraîné, étant donné que la force d'accouplement transmise par la roue à ailettes 7 à la roue à ailettes 6 ne peut que faire tourner le porte-satellites 39 et le tambour 36 qui n'ont aucune liaison soit par le frein 47, soit par l'embrayage 23-24.
On voit donc que pour que le couple soit transmis du moteur à l'arbre commandé 50, il faut qu'il existe une liaison ou une réaction dans le second et le troisième groupe.
Si maintenant le frein 47 est serré également, le planétaire 30 devient un point de réaction. Le frein 46 du premier groupe étant serré, la roue à ailettes 7 est obligée de tourner en transmettant un couple à l'arbre 5 par la roue à ailettes 6. La couronne 34 et le planétaire 40 tournant tous
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deux, le porte-satellites 33 tourne car le planétaire 30 agit comme point d'appui et le porte-satellites 39 tournant avec elle reçoit un couple, à cause de la résistance de la couronne 43, le mouvement de rotation de la couronne 43 et de l'arbre commandé 50 est donc un mouvement composé: le couple provenant de l'arbre 5 est partagé entre les roues d'engrenages 34 et 40 et se recombine à la roue 43 avec un avantage mécanique suivant les rapports des engrenages des second et troisième groupes.
La totalité du couple transmis à l'arbre 50 passe par les roues à ailettes 6 et 7 et la vitesse relative plus faible de la roue 7 par rapport à l'arbre 1 du moteur fait naître un facteur de glissement entre les roues 6 et 7 en un point de la courbe caractéristique de la figure 3 pour les dispositifs à volant hydraulique, où le rendement est faible, par exemple au point X de la courbe OM.
Lorsque le porte-satellites 12 et le planétaire 15 sont accouplés rigidement par l'embrayage 20-21, la roue à ailettes 7 tourne à la vitesse du moteur, et le couple transmis par les roues à ailettes 6,7 est représenté par un certain point Y sur la courbe ST. Pour une gamme donnée des vitesses de l'arbre 1, il existe une série infinie de points X et Y semblables possibles sur les courbes qui précèdent.
Le frein 47 étant serré, il existe donc deux conditions de marche possibles entre les arbres 1 et 50, suivant que le frein 46 ou l'embrayage 20-21 sont actionnés. Ces deux conditions fournissent deux rapports de vitesses avec un degré différent de souplesse dans la marche, l'un comportant un coefficient de glissement, par exemple au point X et l'autre un autre coefficient, par exemple au point Y.
Cette situation résulte évidemment de l'effet d'accouplement variable qui se produit entre les roues à ailettes 6 et 7,
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lorsque la roue 7 tourné à la vitesse du moteur, ou à une vitesse réduite.
Il convient maintenant d'étudier les conditions de marche qui existent lorsque l'embray.age 23-24 est accouplé.
La liaison établie entre le porte-satellites 12 du premier groupe et le planétaire 30 du second groupe réalise un en- trafnement direct du planétaire 30 par la roue à ailettes 7.
Le fait que la roue 7 tourne à la vitesse du moteur ou à une certaine vitesse moindre dépend des conditions dans lesquelles se trouvent le frein 46 et l'embrayage 20-21. La résistance de l'arbre 50 à la couronne 43 établit maintenant ces conditions ; une composante de couple est transmise par la roue 6 au planétaire central 40 du troisième groupe et à la couronne 34 du second groupe et une seconde composante de couple passant par l'arbre 11, le moyeu 22, l'embrayage 23-24 et le planétaire central 30 se combine avec le couple provenant de la couronne 34, ayant pour résultat le mouvement de rotation du porte-satellites 33-42. La première composante de couple transmise à la roue centrale 40 se combine ici avec celle du porte-satellites 42.
L'embrayage 20-21 du premier groupe étant accouplé dans ces conditions, on obtient une prise directe puisque le mouvement de rotation unitaire des pièces rotatives du premier groupe fournit un entraînement dans lequel le glissement relatif entre les roues à ailettes 6 et 7 est démultiplié par le dispositif en série- parallèle comprenant les engrenages des second et troisième groupe.
Le second groupe de courbes L'M' et S'T' de la figure 3 représente les deux gammes de rendement du dispositif d'accouplement hydraulique, lorsque l'embrayage 23-24 est accouplé et que le frein 46 est serré ou que l'embrayage 20-21 est accouplé.
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Le tableau ci-dessous des rapports de vitesse obtenus en actionnant les éléments d'embrayage et de freinage décrits ci-dessus indique la succession des manoeuvres à la disposition du conducteur. La majuscule X dans chaque case indique l'élément qui doit être actionné pour obtenir une gamme de rapports de vitesse donnée:
EMI11.1
<tb>
<tb> Frein <SEP> 46:Embrayage <SEP> 20.21:Frein <SEP> 47:Embrayage <SEP> 35.24 <SEP> Frein <SEP> 49
<tb> Première <SEP> X <SEP> : <SEP> - <SEP> X <SEP> : <SEP> - <SEP>
<tb> seconde <SEP> - <SEP> X <SEP> : <SEP> X <SEP> . <SEP> - <SEP>
<tb>
<tb> troisième <SEP> X <SEP> : <SEP> - <SEP> - <SEP> X
<tb> quatrième <SEP> - <SEP> X <SEP> :
<SEP> - <SEP> X
<tb> marche <SEP> arrière <SEP> X <SEP> . <SEP> - <SEP> X
<tb> position <SEP> neutre- <SEP> - <SEP> :
<tb>
On remarquera que dans la position nettement neutre où il n'existe aucun entraînement aucun frein n'est serré et aucun embrayage n'est accouplé.
La manoeuvre des freins et des embrayages peut se faire à la main, sous Inaction de la vitesse ou du couple, ou sous l'action de la vitesse et du couple à volonté et peut être effectuée au moyen de relais ou dispositifs simi- laires suivant les besoins.
En raisonde l'augmentation connue de rendement des embrayages hydrauliques, tels que les roues à ailettes 6 et 7 avec la vitesse qui leur est communiquée, les pertes de @ . couple moteur dans le dispositif décrit ci-dessus sont notable- ment réduites par rapport à celles qui se produisent dans les mécanismes où l'embrayage hydraulique se trouve directement entre un arbre moteur et un arbre chargé.
De plus, le dispositif de transmission du premier groupe qui comporte un contrôle sélectif de la vitesse relative
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de la roue à ailettes 7 de,commande par rapport à la vitesse de l'arbre du moteur, confère une souplesse remarquable au dispositif fournissant les courbes OM et ST de la figure 3 et vient compléter la gamme de rapports-de vitesses que fournissent les commandes du second groupe dans lequel les résultantes des mouvements à la couronne 43 fournissent quatre gammes de ràpports de vitesse de marche avant, au lieu de quatre rapports de vitesse fixes et définis. C'est-à-dire qu'il existe des gammes de rapports de vitesses, dans lesquelles se produisent des variations suivant la vitesse du moteur et les conditions de marche.
Pour tirer parti complètement des caractéristiques particulières du volant dit hydraulique dont le rendement varie entre des limites si étendues dans une gamme de vitesses donnée, on établit la relation entre les éléments du volant et les rapports sélectifs des engrenages, de façon que pour les faibles rapports de vitesse, l'accouplement hydraulique fonctionne normalement, suivant les portions de moindre rendement de sa courbe de puissance, tandis que, lorsque ces rapports sont grands, non seulement, il fonctionne suivant les portions de plus fort rendement de sa courbe, mais encore le glissement général entre les arbres de commande et commandé est démultiplié en raison de la présence du dispositif de recombinaison du couple qui s'est divisé, combiné avec l'accouplement pour les rapports élevés.
Il existe donc une valeur caractéristique du glissement séparée pour chaque position des commandes du rapport de transmission; le glissement est fort pour les positions correspondant à un rapport faible et faible pour celles qui correspondent à un rapport élevé. Il existe dans le dispositif représenté deux rapports intermédiaires entre le rapport élevé et le rapport faible, et lorsque le rapport augmente progressivement, le rendement de l'accouplement hydraulique augmente également.
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Un des avantages du dispositif de l'invention consiste dans la douceur de la conduite en première vitesse par rapport à celle des combinaisons ordinaires à fluide et à engrenages. Un autre avantage résulte du faible couple de glissement aux faibles vitesses normales du moteur, les groupes de transmission étant réglés pour un faible rapport de multiplication. Cet avantage supprime le phénomène dit de "rampement" que l'on observe ordinairement dans les accouplements hydrauliques de ce type général. Il est connu que dans les volants dits hydrauliques, lorsqu'un des éléments est immobile, le glissement est proportionnel à un facteur plus grand que celui que donne la loi des carrés.
Dans le dispositif suivant l'invention, la vitesse du rotor primaire de l'accouplement hydraulique est réduite, lorsqu'il est réglé pour le rapport de multiplication de première vitesse et le couple de glissement est réduit de ce fait par ce facteur qui se superpose au rapport de démultiplication. De plus, quelle que soit la valeur du glissement, elle n'augmente pas d'après la valeur entière du rapport de multiplication de première vitesse comme dans le cas des dispositifs ordinaires connus, mais ne subit que la multiplication d'une portion de la transmission totale de première vitesse. Par suite, il est évident que le couple de glissement final transmis à l'arbre commandé lorsque le moteur tourne à vide à une valeur extrêmement faible par comparaison avec celle des dispositifs de commande ordinaires de ce type.
Inversement, lorsque la transmission est réglée pour un rapport de vitesses élevé, l'accouplement hydraulique est disposé de façon que le couple du moteur soit transmis par des trajets multiples, c'est-à-dire qu'une partie du couple moteur est transmise par le dispositif mécanique et une partie par l'accouplement hydraulique. L'avantage qui en
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résulte consiste dans le fait que l'accouplement hydraulique fonctionne sous un couple relativement faible et par suite avec un grand rendement. Les pertes de rendement hydraulique ne s'appliquent donc qu'à une portion de l'énergie fournie, dont le reste passe par une transmission mécanique de ren- dement élevé.
Il doit être bien entendu que la description qui précède du dispositif représenté sur le dessin ci-annexé est donnée à titre d'exemple et que ce dispositif peut subir des modifications raisonnablement englobées entre les limites de la portée de l'invention.
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Transmission mechanism for motor vehicles.
The invention relates to a transmission mechanism for motor vehicles.
It relates to a combination of a gear change mechanism with a hydraulic clutch known as a "hydraulic flywheel".
The combination of the invention has the effect of making the hydraulic clutch act under determined performance conditions which are in a given ratio with the range of speed ratios established by the gear change mechanism.
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The hydraulic clutch may have any known type of radial vanes or profiled cells of ordinary shape and separate housings may be employed for the clutch and for the entire transmission. In the embodiment described below, these two elements are enclosed in a single casing.
Said embodiment does not have a main clutch on the engine, since the idle or neutral state of operation is achieved by completely releasing all control elements of the transmission, in addition to the hydraulic clutch having a slip factor. idle.
As will be seen below, separate reverse gear is unnecessary in the mechanism described below; to obtain reverse gear, an element of the transmission is used which operates normally in forward gear.
The nature and scope of the invention will be better understood from the characteristics of its implementation set out below with the accompanying drawing, on which:
FIG. 1 is a half-section of a transmission mechanism according to the invention, the control shaft being on the left and the controlled shaft on the right;
Figure 2 is a sectional view of the mechanism of Figure 1 taken on line 2-2;
FIG. 3 is a graph indicating the yields plotted on the ordinate and the speeds plotted on the abscissa for various operating conditions of the mechanism of FIGS. 1 and 2.
The mechanism shown is a combination of a selective gear change mechanism with a hydraulic turbo-clutch of the type known as a hydraulic flywheel, so arranged that, for gear ratios
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chosen from the gear change mechanism, the efficiency of the hydraulic turbo-clutch increases proportionally, or conversely, as the slip factor of said clutch gradually decreases.
In FIG. 1, the control shaft 1 of the motor is joined to a rotating housing 2, 3 by suitable bolts or by a similar means, the steering bearing 4 supporting a shaft 5 on which is wedged a impeller 6 with turbine blades, combined with a complementary impeller 7 with turbine blades. The casing 2 surrounds and encloses the fin wheels 6 and 7 and ends with a flange 9, to which a toothed ring 10 is fixed.
A hollow shaft 11 surrounds the shaft 5 over a portion of its length and is rigidly connected to a planet carrier 12 and to the impeller 7. Pins 13 fixed in the planet carrier 12 serve as shafts for planet wheels. 14, which mesh with the ring gear 10 and with a central or sun gear 15 wedged on the hollow shaft 16 which surrounds the shaft 11. A drum element 17 wedged on the shaft 16 constitutes a braking surface 19 and also supports a group of clutch elements 20 corresponding with clutch elements 21 arranged to rotate with the planet carrier 12.
A clutch hub 22 attached to a rearward extension of shaft 11 serves as a mounting means for a further group of clutch elements 23 corresponding to a group of clutch elements 24 supported by. a drum 25, which is in one piece with a core 26, the outer portion of the drum 25 also constituting a braking surface. The core 26 of the drum 25 is supported on the shaft 11 by a bearing 27.
The drum 25 is in one piece with a hollow shaft 29 on which is wedged a central wheel 30 which meshes with the satellites 31, rotating on pins 32 mounted @
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in a planet carrier 33. The planet wheels 31 also mesh with a toothed ring 34 in one piece with a drum 35 fixed on the shaft 5. The planet carrier 33 is fixed on a drum 36, having an outer braking surface 37 and the core 39 of the drum 36 constitutes the support of the third group of gears which ensure reverse gear.
This third group comprises a central or sun gear 40, wedged on the shaft 5, planet wheels 41 mounted on spindles 42 which rotate with the core 39 and are fixed on it and a toothed ring 43 in one piece with the drum 44 which rotates with the driven or loaded shaft 50. The thrust bearing 45 supports the end of the shaft 5 in the shaft 50.
A brake element 46 acts to prevent the drum 17 from rotating; a similar brake element 47 can block the drum 35 and a third brake 49 can also prevent the drum 36 from rotating.
The means by which the various clutches and brakes are coupled and uncoupled is as follows:
The clutch 20, 21 couples by the action of a pressure plate 51 set in motion by pistons 52 which move in cylinders 53 integrally with the drum 17. The pressurized fluid is brought into the cylinders 53 by passage channels 54 coming from a stuffing box 55 mounted above the shaft 11 and receiving the pressurized fluid through a pipe 56 of a control device (not shown) which also controls the . fluid pressure operating the device applying the brake, as can be seen in figure 2.
FIG. 2 represents the assembly of the brake 46, but can also represent the device applying the brakes 47 and 49.
@
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For control, brake 46 and clutch 20, 21 and brake 47 and clutch 23-24 can be operated in coordination, while brake 49 alone needs to be operated independently. The control device can be arranged to actuate individually a brake or a clutch, or a combination of two brakes and two clutches, or a brake and a clutch, or any other combination required at will to establish different speed combinations. .
Figure 2 shows a cylinder 60 in which moves a piston 59 arranged to compress springs 61 and move a piston rod 63. The springs 61 act normally on the piston 59 so as to oscillate the lever 64 around. of the pivot 65, and to stop through the cell 66 the thrust exerted on the rod 67 which pivots around the eye 69 of the brake tape 46. The fixed end 70 of the tape 46 can be adjusted by means of a nut 71 which is screwed onto the threaded part of a slotted bolt 72. A pressurized fluid coming from an external servomotor source, is supplied by means of a suitable control device (not shown ) by the orifice 75 on the upper face of the piston 59 and on the underside of the piston 59 by an orifice 76.
Depending on the control characteristics chosen by the manufacturer, the orifice 76 can be connected externally to the pipe 56, so as to make the brake 46 and the clutch 20-21 operate in coordination, that is to say that, when the pressurized fluid arrives through the two ports 75 and 54, the brake 46 releases and the clutch 20-21 couples. While this change is taking place, pressurized fluid can be admitted through port 76 of cylinder 60, so that the duration of brake release 46 and the driving capacity
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of clutch 20-21 can be changed.
Or the control of the arrival of the pressurized fluid in the orifices 75, 76 of the cylinder 60 and in the pipe 56, can be arranged so as to act successively, so that instead of the brake is released while the clutch mates, there is a neutral stopping time during which no dragging occurs as a result of brake and clutch action.
The same observation applies to any of the brake and clutch combinations.
The mechanism described above therefore comprises three unit groups of gears. The first unitary group comprises the central sun gear 15, the ring gear 10, the satellite carriers 12 and the satellites 14 and the combined elements, namely the brake 46 and the clutch 20-21, which operate in such a way that when the brake 46 is applied on the drum 17, the sun gear 15 serves as a reaction element, so that the ring gear 10 rotates the impeller 7 at a reduced speed with respect to the shaft of the motor 1. On the other hand, when the clutch 20-21 is coupled and the brake 46 released, the connection established between the planet carrier 12) and the sun gear 15 turns the paddle wheel 7 at engine speed.
By alternately actuating the brake 46 and the clutch 20-21, the rotational speed of the paddle wheel 7 is varied relative to that of the engine. When neither the brake 46, nor the clutch 20-21 are actuated, no engagement movement can be transmitted through the wing wheels 6, 7 and to the rest of the transmission.
The second unitary group consists of the crown 34, the sun gear 30, the planet wheels 31, the planet carrier 33 and the combined elements, namely the brake 47 and the clutch 23, 24, which operate in such a way as to cause variations.
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in the drive between the first group and the elements described below, which transmit the command to the controlled shaft 50. By alternately actuating the brake 47 and the clutch 23-24, one obtains speed variations between the shafts 5 and 50 which result from the speed variations undergone by the central wheel 30.
The third unitary group which consists of the central wheel 40, the satellites 41, the crown 43 and the combined elements, namely the brake 49, has two functions: it serves as a reverse transmission when the brake 49 prevents the drum 36 to rotate and variable coupling device with the brake 49 released, when a torque can be applied to the central or sun gear 40 and simultaneously to the crown 34 and when the crown 43 determines the torque transmitted to the shaft 50. By actuating the brake 47 and the clutch 23, 24, one therefore acts on the operating conditions of the first and second group, while the brake 49 serves only to establish reverse gear.
The operation is as follows. With the engine joined to shaft 1 and running at low speed at no-load, and the vehicle load being applied to shaft 50, if none of the brakes or clutches described is applied or coupled, it is obvious that no drive can exist since no reaction is established between the crown 10 rotating at engine speed and the crown 43 joined to the controlled shaft 50.
If the engine speed increases from this low no-load speed, rotating the planet wheels 41 and the planet gear 15 driven by friction, as a sliding torque is established between the impellers 6, 7 by circulation of oil through the passage channels of the fins, the shaft 5 rotates the gear 40 and like the crown 43
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is stationary, the satellites 41 rotate and cause the drum 36 to rotate. If, at this moment, the brake 49 is applied, the paddle wheel 6 is subjected to an increasing load.
If it is assumed that the load on the shaft 50 is large and the speed of rotation of the fluid in the elements 6,7 of the hydraulic flywheel is sufficient, the speed of the impeller 7 decreases, so that the ring 10 rotating on the satellites 14 which slow down, rotates the sun gear 15 and the elements which are connected to it in the opposite direction at a certain speed greater than that of the engine. It is obvious that this couple of residual forces cannot transmit the movement to the shaft 50, so that the device in the situation described so far does not transmit any movement and remains neutral.
If we only apply the brake 46 which immobilizes the sun gear 15, the torque acting on the ring gear 10 forces the paddle wheel 7 to rotate at a certain speed lower than that of the motor due to the reduction resulting from the elements 15, 14 and 10. The shaft 50 cannot yet be driven, since the coupling force transmitted by the impeller 7 to the impeller 6 can only rotate the planet carrier 39 and the drum 36 which does not. 'have no connection either by the brake 47 or by the clutch 23-24.
It can therefore be seen that in order for the torque to be transmitted from the motor to the controlled shaft 50, there must be a connection or a reaction in the second and the third group.
If now the brake 47 is also applied, the sun gear 30 becomes a reaction point. The brake 46 of the first group being applied, the paddle wheel 7 is forced to rotate by transmitting a torque to the shaft 5 by the paddle wheel 6. The crown 34 and the sun gear 40 all rotating.
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two, the planet carrier 33 rotates because the sun gear 30 acts as a fulcrum and the planet carrier 39 rotating with it receives a torque, due to the resistance of the crown 43, the rotational movement of the crown 43 and of the controlled shaft 50 is therefore a compound movement: the torque coming from the shaft 5 is shared between the gear wheels 34 and 40 and recombines at the wheel 43 with a mechanical advantage according to the ratios of the gears of the second and third groups.
All of the torque transmitted to the shaft 50 passes through the bladed wheels 6 and 7 and the lower relative speed of the wheel 7 with respect to the shaft 1 of the motor gives rise to a slip factor between the wheels 6 and 7 at a point of the characteristic curve of FIG. 3 for devices with a hydraulic flywheel, where the efficiency is low, for example at point X of the OM curve.
When the planet carrier 12 and the sun gear 15 are rigidly coupled by the clutch 20-21, the impeller 7 rotates at engine speed, and the torque transmitted by the impeller 6,7 is represented by a certain point Y on the ST curve. For a given range of speeds of shaft 1, there is an infinite series of similar X and Y points possible on the preceding curves.
The brake 47 being applied, there are therefore two possible operating conditions between the shafts 1 and 50, depending on whether the brake 46 or the clutch 20-21 are actuated. These two conditions provide two speed ratios with a different degree of flexibility in walking, one comprising a coefficient of slip, for example at point X and the other with another coefficient, for example at point Y.
This situation obviously results from the variable coupling effect which occurs between the bladed wheels 6 and 7,
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when the wheel 7 rotated at engine speed, or at reduced speed.
It is now necessary to study the running conditions which exist when the clutch 23-24 is coupled.
The link established between the planet carrier 12 of the first group and the sun gear 30 of the second group produces a direct drive of the sun gear 30 by the paddle wheel 7.
Whether the wheel 7 rotates at the engine speed or at a certain lower speed depends on the conditions in which the brake 46 and the clutch 20-21 are found. The resistance of shaft 50 to crown 43 now establishes these conditions; a torque component is transmitted by the wheel 6 to the central sun gear 40 of the third group and to the crown 34 of the second group and a second torque component passing through the shaft 11, the hub 22, the clutch 23-24 and the Center sun gear 30 combines with torque from ring gear 34, resulting in rotational movement of planet carrier 33-42. The first component of torque transmitted to the central wheel 40 combines here with that of the planet carrier 42.
The clutch 20-21 of the first group being coupled under these conditions, a direct drive is obtained since the unitary rotational movement of the rotating parts of the first group provides a drive in which the relative slip between the wing wheels 6 and 7 is multiplied. by the series-parallel device comprising the gears of the second and third groups.
The second group of curves L'M 'and S'T' in FIG. 3 represents the two ranges of efficiency of the hydraulic coupling device, when the clutch 23-24 is coupled and the brake 46 is applied or the clutch 20-21 is engaged.
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The table below of the speed ratios obtained by actuating the clutch and braking elements described above indicates the succession of maneuvers available to the driver. The capital X in each box indicates the element that must be actuated to obtain a given range of gear ratios:
EMI11.1
<tb>
<tb> Brake <SEP> 46: Clutch <SEP> 20.21: Brake <SEP> 47: Clutch <SEP> 35.24 <SEP> Brake <SEP> 49
<tb> First <SEP> X <SEP>: <SEP> - <SEP> X <SEP>: <SEP> - <SEP>
<tb> second <SEP> - <SEP> X <SEP>: <SEP> X <SEP>. <SEP> - <SEP>
<tb>
<tb> third <SEP> X <SEP>: <SEP> - <SEP> - <SEP> X
<tb> fourth <SEP> - <SEP> X <SEP>:
<SEP> - <SEP> X
<tb> start <SEP> reverse <SEP> X <SEP>. <SEP> - <SEP> X
<tb> position <SEP> neutral- <SEP> - <SEP>:
<tb>
It will be noted that in the clearly neutral position where there is no drive, no brake is applied and no clutch is coupled.
The brakes and clutches can be operated manually, under Inaction of speed or torque, or under the action of speed and torque at will and can be carried out by means of relays or similar devices following needs.
Due to the known increase in efficiency of hydraulic clutches, such as the vaned wheels 6 and 7 with the speed communicated to them, the losses of @. engine torque in the device described above are significantly reduced compared to those occurring in mechanisms where the hydraulic clutch is located directly between a drive shaft and a loaded shaft.
In addition, the transmission device of the first group which has a selective control of the relative speed
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of the bladed wheel 7 of the control with respect to the speed of the motor shaft, confers remarkable flexibility on the device providing the OM and ST curves of FIG. 3 and completes the range of speed ratios provided by the controls of the second group in which the resultants of the movements to the crown 43 provide four ranges of forward speed reports, instead of four fixed and defined speed ratios. That is to say that there are ranges of speed ratios, in which variations occur depending on the speed of the engine and the operating conditions.
To take full advantage of the particular characteristics of the so-called hydraulic flywheel, the efficiency of which varies between such wide limits in a given speed range, the relation between the elements of the flywheel and the selective ratios of the gears is established, so that for low ratios speed, the hydraulic coupling operates normally, following the less efficient portions of its power curve, while, when these ratios are large, not only does it operate according to the most efficient portions of its curve, but also the General slip between the drive and driven shafts is increased due to the presence of the split torque recombination device, combined with the coupling for high ratios.
There is therefore a separate slip characteristic value for each position of the transmission ratio controls; the slip is strong for the positions corresponding to a low ratio and weak for those corresponding to a high ratio. There are in the device shown two intermediate ratios between the high ratio and the low ratio, and as the ratio gradually increases, the efficiency of the hydraulic coupling also increases.
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One of the advantages of the device of the invention consists in the smoothness of the driving in first gear compared to that of ordinary fluid and gear combinations. Another advantage results from the low slip torque at low normal engine speeds, the transmission groups being set for a low gear ratio. This advantage eliminates the so-called "creeping" phenomenon which is ordinarily observed in hydraulic couplings of this general type. It is known that in so-called hydraulic flywheels, when one of the elements is stationary, the slip is proportional to a factor greater than that given by the law of squares.
In the device according to the invention, the speed of the primary rotor of the hydraulic coupling is reduced, when it is set for the first gear ratio and the slip torque is thereby reduced by this superimposed factor. to the gear ratio. Moreover, whatever the value of the slip, it does not increase by the integer value of the first gear multiplication ratio as in the case of known ordinary devices, but only undergoes the multiplication of a portion of the first gear total transmission. As a result, it is evident that the final slip torque transmitted to the controlled shaft when the motor is idling is extremely low compared to that of ordinary control devices of this type.
Conversely, when the transmission is set for a high gear ratio, the hydraulic coupling is arranged so that the engine torque is transmitted through multiple paths, i.e. part of the engine torque is transmitted. by the mechanical device and part by the hydraulic coupling. The advantage that
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The result is that the hydraulic coupling operates at a relatively low torque and therefore with a high efficiency. Hydraulic efficiency losses therefore only apply to a portion of the energy supplied, the rest of which passes through a high efficiency mechanical transmission.
It should be understood, of course, that the foregoing description of the device shown in the accompanying drawing is given by way of example and that this device may undergo modifications reasonably encompassed within the limits of the scope of the invention.