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" Perfectionnements aux variateuns de vitesse ".
La présente invention est relative à un varia- teur de vitesse pour la transmission de puissance, dans lequel la transmission s'opère par l'intermédiaire d'une série de trains d'engrenages épicycloïdaux et les change- ments du rapport des vitesses peuvent être obtenus par la mise hors service de certains des trains épicycloïdaux, en soient bloquant ceux-ci, de façon que leurs éléments con- traints de tourner solidairement comme s'ils formaient un seul bloc, ces changements de vitesse étant obtenus auto- matiquement sous l'effet, à la fois, de la vitesse du train et du couple transmis par lui.
Des exemples de tels variateurs de vitesse comprenant. une série de trains épi- cycloïdaux sont illustrés dans les spécifications des bre- vets britanniques nos 439.828 et 439.855 du 16 juin 1934,
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dans lesquels sont décrites des formes de variateurs équi- pés de plateaux d'embrayage à commande automatique disposés de façon que, lors d'un accroissement de vitesse, l'effet de masses centrifuges tend à provoquer l'embrayage séquen- tiel des plateaux et, par conséquent, le blocage des trains épicycloïdaux, en sorte que le rapport de vitesses croît graduellement.
Dans la description du brevet britannique n 584.735 du 3 février 1944, on a décrit un engrenage épicycloidal, dans lequel des accouplements sont actionnés automatiquement pour mettre hors service et remettre en service les trains d'engrenages, dans des conditions dé- pendant à la fois de la vitesse de l'élément de sortie du train respectif et de la résistance exercée par l'élément entraîné.
On sait que, si les trains individuels d'un en- grenage épicycloidal sont mis hors service manuellement ou mécaniquement sous la commande de l'opérateur en une séquence prédéterminée, il est possible d'obtenir un cer- tain nombre de rapports de vitesse, à partir d'un certain nombre de trains épicycloïdaux, en mettant les différents trains individuellement en service ou en mettant deux ou plusieurs trains en service en même temps. Jusqu'à présent, toutefois lorsque les changements de vitesse étaient effectués auto- matiquement, il n'était possible que de mettre les trains hors service ou de les remettre en service suivant une séquence prédéterminée, en sorte qu'on ne pouvait obtenir qu'un nombre de rapports de vitesses équivalent à celui des trains épicycloïdaux, en plus de l'entraînement direct, lorsque tous les trains tournent solidairement.
La présente invention a pour objet de permettre à un variateur de vitesse, comprenant un certain nombre de trains épicycloïdaux disposés en série, d'être action-
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puisse nés automatiquement, de façon qu'on obtenir un plus grand nombre de rapports de vitesses à partir d'un varia- teur de cette espèce, comprenant un nombre donné de trains épicycloïdaux,en provoquant le blocage et la mise hors service de chacun des trains, ainsi que le déblocage et la remise en service de ceux-ci dans un ordre approprié et dans des conditions appropriées de vitesse et de résistance de charge, indépendamment du fait qu'un autre train de la série est en service o non à ce moment, au lieu qu'il faille mettre hors service ou remettre en service chacun une des trains suivant/séquence fixée,
une fois pour toutes, lors de l'établissement des rapports de vitesses dont on pourra disposer.
Pour obtenir le résultat spécifié ci-avant dans un variateur de vitesse fonctionnant automatiquement sui- vant l'invention, chaque train doit pouvoir être à même d'être mis en action, lorsque tous les autres trains sont bloqués ou mis hors service et les trains doivent également pouvoir être connectés de façon que, lorsqu'ils sont tous en service, ils fonctionnent en série entre le moteur de commande et la charge.
Ainsi, si un train épicycloidal est si bloqué et mis hors service et/ pour obtenir le rapport de vitesses suivant lors de l'augmentation de vitesse, un train situé plus loin dans la série doit être mis hors ser- vice, le train mentionné en premier lieu doit être débrayé et débloqué et, suivant l'invention, ceci doit nécessaire- ment se produire en raison du fait que la mise hors service du train situé plus loin dans la série rend momentanément le rapport de vitesses trop élevé pour le moteur, en sorte que la vitesse de ce dernier est sensiblement réduite et que les charges centrifuges commandant les trains précé- dents de la série sont rendues plus légères que celles qui commandent le train situé plus loin dans la série, dans
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une mesure, qui dépend du rapport du train mentionné en dernier lieu,
de façon que la diminution de la vitesse du soit moteur en question suffisante pour débloquer le train précédent dans la série. Ce principe s'applique alun train à l'autre dans tout le variateur. Ceci se produit égale- ment lorsque le rapport de vitessesest automatiquement abaissé, comme il arrive normalement lorsque la charge rencontre une résistance suffisamment accrue.
Dans ces conditions, lorsqutà la vitesse de pointe, le premier train de la série est débloqué et mis en service, parce que les masses centrifuges qui le commandent sont plus lé- gères, la vitesse de l'ensemble des parties suivantes du variateur est ralentie et le second train de la série est alors débloqué, mais cette manoeuvre a pour effet de per- mettre un accroissement appréciable de la vitesse du mo- teur, cet accroissement étant suffisant pour entraîner de nouveau le blocage du premier train de la série et ne laisser que le second train épicycloïdal en service. Si la résistance est suffisamment grande, la même action se pour- suit dans tout le variateur.
Afin de pouvoir obtenir les avantages d'un nombre accru de rapports, de transmission pour un nombre donné de trains d'engrenages, on doit donner au rapport de transmission des trains respectifs des va- leurs différentes, sans quoi il ne pourrait y avoir de distinction entre le blocage d'un train accompagnédu dé- blocage d'un second train et le blocage du second train accompagné du déblocage du premier. Dans un tel système, il est généralement possible, comme le verra plus loin, si on dispose de n trains d'engrenages épicycloïdaux, d'ob- tenir 2n vitesses au moyen du variateur.
Pour permettre une meilleure compréhension et une mise en pratique plus aisée de l'invention on en dé- crira à présent, de façon plus détaillée et à titre d'exem-
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pies, deux formes de réalisation fournissant quatre et huit vitesses respectivement, en se référant aux dessins anne- xés, dans lesquels : les figures 1 et lA,¯'forment ensemble une coupe axiale d'une boite de vitesse à trois trains d'engrenage épicycloidaux, fournissant huit vitesses; la figure 2 est une coupe transversale suivant la ligne II-II des figures 1 et 1A; la figure 3 est une coupe transversale suivant la ligne III-III des figures 1 et 1A; la figure 4 est une vue de détail montrant une partie de ltaccouplement principal de moteur ;
les figures 5 et 5a forment ensemble une vue similaire à celle des figures 1 et 1A, mais illustrent une boite de vitesse à deux trains d'engrenages épicycloïdaux, fournissant quatre vitesses.
Si on considère les figures 1. 2, 3 et 4 des dessins ci-annexés, on voit que le variateur de vitesse représenté est monté dans un carter d'engrenages 10, dont une extrémité est fixée à un carter d'embrayage 11, dans lequel est monté l'accouplement principal du moteur. L'ar- bre moteur ou arbre d'entrée vers l'accouplement principal est indiqué en 12. Dans ce cas, l'arbre 12 transmet la commande du moteur à combustion interne d'un véhicule, non représenté,au variateur de vitesse, l'arbre de sortie ou entraîné, désigné par la notation de référence 13, au va- riateur étant connecté aux roues du véhicule à l'effet de commander celles-ci.
L'accouplement principal du moteur est du type montré dans la description du brevet britannique n 426.407 du 4 octobre 1933, mais il est entendu que cette forme d'accouplement n'est que la forme actuellement préférée.
L'arbre moteur 12 constitue l'arbre à manivelle du moteur ou un court arbre de connexion fixé à l'arbre à
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manivelle du moteur et supporté par lui, et porte un dis- que 14 pourvu d'un rebord cylindrique 15, qui est relié par une bague 16 au disque d'accouplement moteur 17. Une série de plateaux dtaccouplement annulaires le sont calés sur le disque moteur 17, de manière à tourner avec celui- ci, tout en étant capables d'un mouvement axial par rapport à ce disque. Le disque moteur ou d'entraînement 17 est pourvu d'une série de saillies axiales 19 symétriquement espacées, dont une seule est visible à la figure 1 ainsi qu'à la figure 4, et les plateaux d'accouplement 18 pré- sentent une encoche en 20 de manière à pouvoir venir en prise par glissement avec les saillies 19.
Les plateaux 18 constituent les éléments d'entraînement de l'accouple- ment.
Un élément de garnissage 24 est serré entre l'arbre moteur 12 et sert d'élément d'étanchéité pour l'huile de graissage entre l'arbre 12 et une ouverture 25 ménagée dans la paroi du carter de l'accouplement et par laquelle passe l'extrémité de l'arbre 12. Le disque 14 porte un palier à billes 26 pour une extrémité de l'ar- bre de sortie 27 de l'accouplement. L'autre extrémité de l'arbre 27 est montée dans un palier à billes 28 prévu dans la paroi d'extrémité du carter 10, du variateur de vitesse, l'arbre 27 constituant l'arbre moteur pour ce variateur.
Une plaque de support 29 est clavetée sur l'ar- bre 27, et cinq jeux de disques métalliques 30 sont portés par la plaque 29, tout autre nombre approprié de jeux de disques 30 pouvant toutefois être employé. Les cinq jeux de disques 30 sont placés à des distances égales autour de la plaque 29, et on n'en apperçoit, par conséquent, qu'un seul @ à la figure 1 ainsi qu'à la figure 4. Les disques 30 de chaque jeu sont montés de façon à pouvoir coulisser
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axialement sur un moyeu 31 monté sur un palier à billes 32, supporté par une broche 33 attachée à la plaque 29. Les disques 30 sont interposés entre les plateaux d'accouple- ment annulaires 18.
Pour permettre l'embrayage de ltaccou- plement à une vitesse prédéterminée du moteur, on a prévu une plaque annulaire 34 pour comprimer les disques 30 et les plateaux d'accouplement 18 contre le disque 17, qui fait, dès lors, office de butée. La plaque 34 est verrouil- lée au disque d'entraînement 17, de la même façon que les plateaux 18, cette plaque 34 présentant une série d'enco- ches 35 venant en prise par glissement avec les saillies
La plaque 34 19 porte une série de broches 36, dont une seulement est visible à la figure 1, un ressort 37 prévu autour de chaque broche 36 tendant à éloigner la plaque 34 du plateau d'en- traînement 17.
Un levier à deux bras 38 est monté, de façon à pouvoir pivoter, sur chaque saillie 19 et chaque levier 38 possède un court bras 39, en co ntact avec la face ex- térieure de la plaque 34,l'autre bras ou long bras 40 de chaque levier 38 s'étendant au delà du disque d'entraîne- ment 17. Une masse centrifuge 41 est montée à pivotement sur une broche 42 portée par le disque d'entraînement 17 au voisinage de chaque levier 38, et est disposée de façon à basculer vers l'extérieur sous l'action de la force centri- fuge, afin de venir en contact avec le bras 40 et de faire osciller le levier 38, en sorte que le bras court 39 dépla- que ce la plaque 34 vers le disque d'entraînement 17 et /l'ac- couplement est embrayé.
Les leviers centrifuges 41 sont agencés de façon à provoquer l'embrayage de l'accouplement, lordque l'arbre 12, et,par conséquent,le disque d'entraîne- ment 17 atteignent une vitesse prédéterminée. Un accroisse- ment subséquent de la vitesse servira à accroître la pres- sion entre les disques 30 et les plateaux d'accouplement 18.
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Le variateur de vitesse illustré à la figure 1 comprend trois trains d'engrenages épicycloidaux désignés dans leur ensemble par les notations A, B et C respective- ment, Ces trains sont du type montré dans les brevets bri- tanniques n 439.828 et 439.855 du 16 juin 1934. Ces trois trains d'engrenages sont connectés en série entre l'arbre moteur 27, qui est l'arbre de sortie de l'accouplement, et l'arbre entraîné 13. L'élément d'entraînement pour le pre- mier train d'engrenages A consiste en un pignon annulaire 54, porté par un plateau 55 prévu à l'extrémité de l'arbre le moteur 27, l'élément entraîné étant constitué par /support de pignons satellites 59. Le pignon solaire 56 de ce train est monté sur un palier 57, porté par un manchon 58, qui porte le support de pignons satellites 59.
Le manchon 58 est monté sur un palier 60 porté par l'arbre entraîné 13 au voisinage de l'extrémité intérieure de l'arbre 13, qui est supporté par un palier à billes 61 pouvant tourner dans un alésage 62 ménagé dans l'extrémité intérieure de l'arbre 27. Un palier à billes 63 est prévu dans la paroi d'extrémité extérieure du carter d'engrenages 10, pour l'au- tre extrémité de l'arbre 13. Des pignons satellites 64 montés de façon à pouvoir tourner, sur des broches 65 por tées par le support des pignons satellites 59 sont inter- posés entre le pignon annulaire 54 et le pignon solaire 56.
Le pignon solaire 56 est l'élément de réaction pour le train A et est fixé à une plaque 66, qui porte quatre cli- quets 67 espacés sur sa périphérie et destinés à venir en prise avec un anneau de dents de rochet intérieures 68 sur la paroi interne du carter d'engrenages 10, de manière à empêcher la rotation de l'élément de réaction, lorsque le train d'engrenages est en service.
Un accouplement est placé entre l'élément de réaction @@ et l'élément entraîné de chaque train d'engre-
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nages, avec un mécanisme pour actionner automatiquement les accouplements, en vue de mettre hors service et de remettre en service les trains dengrenages individuels, suivant la vitesse de l'élément de sortie d'un train donné et la résistance imposée par la charge à l'élément entraî- né par ce train, comme décrit. dans le brevet britannique n 584.735 du 3 février 1934. Le mécanisme à cliquet et rochet permet alors la rotation libre de l'élément de réac- tion 56,66.
L'accouplement pour le train d'engrenages A con- siste en un plateau 70 fixé au manchon 58, ce plateau 70 présentant un bossage 71 sur lequel est monté un disque dtaccouplement 72. Le disque d'accouplement 72 tourne avec le bossage 71, mais peut glisser axialement sur celui-ci et est disposé entre deux plateaux d'accouplement annulai- res 73, 73, qui sont connectés au plateau 66 mais peuvent coulisser axialement par rapport à ce plateau 66. Un pla- teau 74 est prévu pour amener les plateaux annulaires 73 et le plateau 72 en prise, de façon à embrayer l'accouple- ment.
Le plateau 74 est monté sur une douille 75 du pla- teau 70, une connexion hélicoïdale 76, consistant en gorges et en nervures ou clavettes hélicoïdales, étant prévue, entre le plateau 74 et la douille 75.Cette connexion hélicoïdale 76 fonctionne à la manière d'un filet de vis à fonctionnement rapide, de telle sorte qu'une rotation partielle communiquée au plateau 74 par rapport à la douil- le 75,provoquera le déplacement axial de ce plateau, sui- vant le sens de la rotation partielle.
Le déplacement du plateau 74 s'effectue au moyen d'une série de masses cen- trifuges 77. Dans cet exemple, il est fait usage de six masses centrifuges 77, et celles-ci sont montées,de manière à pouvoir pivoter, sur des broches 78, réparties uniformé- ment autour d'un plateau de support 79 et au voisinage de
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la périphérie de celui-ci. Le plateau de support 79 est fixé au manchon 58. Chaque masse centrifuge possède un doigt. 80 en prise avec un élément de connexion 81 s'éten- dant entre le plateau 74 et l'élément d'entraînement 90 pour le train dtengrenagessuivant.
Les éléments centrifu- ges 77 sont disposés de manière à se déplacer vers l'exté- rieur sous l'action de la force centrifuge, les doigts 80 communiquant alors une rotation partielle au plateau 74 et, par conséquent, aussi à l'élément 90 dans un sens tel que le plateau 74 est déplacé axialement et de façon à presser l'anneau d'accouplement 73 et le plateau d'accouplement 72 l'un contre l'autre, jusqu'à ce qu'ils soient en prise par frottement*
Les mouvements de rotation du plateau 74 sur la douille 75 sont limités par des broches 82 portées par le plateau de support 79,lesquelles broches sont engagées dans des fentes arquées 83 ménagées dans l'élément 90, une broche et une fente seulement étant montrées à la figure 1.
Ces broches et cesfentes arquées sont agencées de telle sorte que, lorsque l'accouplement est débrayé et que le train d'engrenages A est en service, la commande est trans- mise du support de pignons satellites 59 à l'élément 90, par l'intermédiaire de la douille 58, du plateau de support 79 et des broches 82 en contact avec les extrémités menan- tes des fentes arquées 83 ménagéesdans l'élément 90. Toute- fois, lorsque l'accouplement est embrayé, l'élément 90 aura subi un avancement par rapport au plateau de support 79, en raison de la rotation partielle imprimée à la pla- que 74, par les masses centrifuges 77.
Par conséquent, les extrémités menantes des fentes 83 seront séparées des broches 82 et la commande sera alors transmise depuis le plateau de support 79, par l'intermédiaire des masses cen- trifuges et des éléments de connexion 81, à l'élément 90.
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On voit donc que pour embrayer l'accouplement et bloquer le train d'engrenages, les masses centrifuges doivent exercer une force suffisante pour vaincre la résistance ou le couple de retour exercé. par la charge sur l'arbre 13 et pour faire avancer l'élément 90, les masses susdites transmettant alors le couple moteur à l'élément 90. Si une résistance accrue se manifestait, l'accroissement du cou- ple de retour résultant tendrait à retarder l'élément 90, ce qui tendrait à faire revenir les masses centrifuges vers l'intérieur et à débrayer l'accouplement pour mettre le train d'engrenages en service.
Le train d'engrenages B est très semblable au train A, en ce sens que l'élément moteur 90 porte un pignon à denture intérieure 91,des pignons satellites 93 étant intercalés entre le pignon 91 et un pignon solaire 92.
Les pignons satellites sont montés sur un support 94 com- portant une douille 95 supportée par un palier 96 monté sur l'arbre entraîné 13. Le pignon solaire 92 est monté sur un palier 97 porté par la douille 95 et, comme dans le premier train d'engrenages A, le pignon solaire 92 est l'élément de réaction et le support de pignons satellites 94 est l'élément entraîné. Un plateau 98 est fixé au pignon solaire 92 et ce plateau porte quatre cliquets 99 espacés sur sa périphérie et destinés à venir en prise avec une roue à rochet annulaire à dents intérieures 100 prévue sur la paroi interne du carter d'engrenages 10. L'agence- ment des cliquets 99 est similaire à l'agencement associé au train d'engrenages A et est illustré à la figure 2.
Chaque cliquet 99 présente une partie faisant saillie vers l'arrière 101, dont le poids est calculé de façon que, lorsque l'accouplement est embrayé et le train d'engrenages A est, dès lors, bloqué et tourne comme un tout, la partie 101 bascule vers l'extérieur par suite de la force centri-
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fuge, tandis que le cliquet tourne autour de son pivot 102 et se dégage des dents de rochet 100. Le cliquet infé- rieur de la figure 2 est montré dans sa position de retrait Ce train d'engrenagesB est également pourvu d'un accouple- ment-, comprenant un plateau 110 fixé à la douille 95 et portant un disque d'accouplement 111, qui est disposé entre deux bagues d'accouplement 112,112 associées au plateau 96.
Le plateau 110 porte un bossage 113, sur lequel est montéeune plaque d'actionnement 114, une connexion hélicoi- dale 115 étant prévue entre le bossage 113 et cette plaque 114. Une plaque de support 116 est fixée à la douille 95 et un certain nombre d'éléments centrifuges 117 sont montés de manière à pouvoir pivoter sur des broches 11$ également espacées sur le pourtour de la plaque 116. L'agencement des masses centrifuges 117 est similaire à celui des masses centrifuges 77. Chaque élément 117 comporte un doigt 119 en prise avequn élément de connexion 120, qui s'étend entre la plaque 114 et l'élément d'entraînement 130 pour le train d'engrenages suivant C.
De même, des broches 121 portées par la plaque de support sont engagées dans des fentes arquées 122 ménagées dans l'élément 130, ce qui permet de limiter les mouvements de rotation de la plaque 114 sur le bossage 113.
Dans le train d'engrenagesC, un pignon solaire 131 est fixé à l'élément d'entraînement 130, l'élément de réaction étant constitué par le pignon annulaire 132, qui - est porté par un plateau 133 monté sur un palier 134 porté lui-même par un bossage 135, qui constitue une partie du support de pignons satellites 136. Les pignons satellites 137 engrènent à la fois avec le pignon solaire 131 et avec le pignon annulaire 132, le support de pignons satellites 136 étant fixé sur une douille 138 faisant saillie sur un plateau 139. Deux plateaux d'accouplement 140,140 sont
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associés au plateau 139 et sont interposés entre trois bagues d'accouplement 141 connectées au pignon annulaire 132.
Le pignon annulaire 132 porte également quatre cliquet 142 destinés à venir en prise avec une bague intérieure de dents de rochet 143 sur la paroi interne du carter d'en- grenages 10. Ces cliquets 142 sont similaires aux cliquets 99 illustrés à la figure 2. Le plateau 139 comporte un bossage 144, sur lequel est monté un plateau d'actionnement 145, une connexion hélicoïdale 146 étant prévue entre le bossage 144 et le plateau 145.Le plateau 139 est monté sur un palier 147 monté lui-même sur l'arbre entraîné 13 et il possède un second bossage 148, sur lequel est monté un plateau de support 149.
Le plateau de support possède une série de six masses centrifuges 150 (voir figure 3), qui sont semblables aux masses centrifuges 117 et 77. chaque élément centrifuge 150 comporte un doigt 151, qui peut venir en prise avec un élément de connexion 152 fixé entre la plaque d'actionnement 145 et l'élément de sortie de commande 153. Ce dernier se présente sous la forme d'un plateau possédant un bossage rainuré intérieurement et engagé sur une partie cannelée 155 de l'érbre entraîné 13.
Six broches 156 sont uniformément réparties sur le pourtour du plateau 149 et l'élément 153 présente six fentes arquées 157, dans lesquelles les broches 156 jouent, de façon 4 limiter la rotation de la plaque 145 sur le bossage 144 et à transmettre la commande, lorsque l'accou- plement est débrayé. Les broches 156 et les fentes 157 sont montrées à la figure 3 et sont similaires aux broches et fentes 82, 83 et 121, 122.
Dans la partie supérieure de la figure 3, les masses centrifuges 150 sont montrées dans les positions pour lesquelles l'accouplement associé est débrayé et, dans la partie inférieure de cette figure, les masses centrifuges
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sont montrées dans leurs positions extérieures pour les- quelles l'acouplement associé est embrayé de façon à blo- quer le train d'engrenages 6.
Le variateur de vitesse illustré à la figure 1 comprend trois trains d'engrenages épicycloidaux A, B et C et fournit, dès lors, 23, c'est-à-dire huit vitesses* Dans cet exemple, le premier train d'engrenages A, qui est con- necté à l'accouplement du moteur a un rapport de 1,265.
L'élément d'entrée, qui est un pignon annulaire extérieur 54, a 136 dents, le pignon solaire 56, qui est l'élément de réaction, a 36 dents et les pignons satellites 64 en ont chacun 50. Le second train d'engrenages B a un rapport de 1,6, l'élément d'entrée,qui est le pignon annulaire extérieur 91, a 108 dents, le pignon solaire 92, qui est l'élément de réactiona 64 dents et les pignons satellites 93 en ont chacun 22.Le troisième train d'engrenages C a un rapport de 2,65, l'élément d'entrée, qui est le pignon solaire 131, a 68 dents, le pignon annulaire extérieur 132, qui est l'élément de réaction, a 112 dents et les pi- gnons satellites 137 ent chacun 22 dents.
Les masses centrifuges associées à chacun des trois trains d'engrenages sont agencées pour actionner l'accouplement correspondant et bloquer le train d'engre- nages, lorsque l'élément de sortie du dit train d'engrena- ges tourne à une vitesse prédéterminée. La vitesse prédé- terminée pour chaque élément de sortie est différente de celle des deux autres éléments de sortie. A cet effet, les poids combinés de chaque jeu d'éléments centrifuges diffè- rent de ceux des autres jeux d'éléments centrifuges. On peut arriver à ce résultat en changeant le nombre de masses centrifuges employées. Dans un autre cas et comme illustré dans l'exemple particulier représenté, l'épaisseur de ces masses centrifuges change. Les masses centrifuges 77 asso-
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ciées au train d'engrenage A sont relativement minces.
Ainsi dans la première forme de réalisation représentée, chaque masse a une épaisseur de 0,095"' Les masses centri- fuges 117 associées au train d'engrenages B ont une épais- seur de 0,153", tandis que les masses 150 associées au train d'engrenages C sont relativement épaisses, chacune d'elle ayant une épaisseur de 0,625". On peut encore obte- nir le même résultat en changeant le rayon de rotation des masses centrifuges associées aux divers trains d'engrenages ou en changeant les bras de levier suivant lesquels les masses centrifuges agissent. La force exercée par un jeu quelconque de masses centrifuges détermine les conditions, dans lesquelles l'engrenage associé sera bloqué et mis hors service.
Ces jeux de masses centrifuges sont agencés;de telle sorte que pendant l'augmentation de la vitesse du mécanisme de transmission, chaque accouplement est embrayé, de façon à bloquer et à mettre hors service le train d'en- grenages y associé.;, lorsque le moteur atteint une vitesse prédéterminée,dans l'exemple particulier représenté, lors- que la vitesse du moteur atteint 3. 000 tours par minute.
Les masses centrifuges 77 provoquent le blocage du train d'engrenages A, lorsque la vitesse de rotation de l'élé- ment de sortie, constituédans ce cas, par le support de pignons satellites 59, atteint 2380 tours par minute. Les masses centrifuges 117 provoquent de même le blocage du train d'engrenages B, lorsque le support de pignons satel- lites 94 atteint la vitesse de 1875 tours par minute, et les masses centrifuges 150 provoquent le blocage du train d'engrenages C, lorsque le support de pignons satellites 136 atteint la vitesse de 1170 tours par minute.
Le variateur de vitesse montré aux figures 1, 2 et 3, fonctionne comme suit. Si on suppose que le variateur de vitesse doit être monté sur un véhicule automobile,
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lorsqu'on part du repos et qu'on appuie sur l'accélé- rateur, l'accouplement du moteur commence automatiquement à embrayer à une vitesse du moteur d'environ 1000 tours par minute et les trois trains d'engrenages épicycloïdaux fonctionnent de telle sorte que le rapport de transmission total est le produit des rapports des trois trains d'en- grenages épicycloïdaux A, B et C, c'est-à-dire 1,265 x 1,6 x 2,65 5,36.
L'élément de sortie du premier train d'en- et grenages A par conséquent, les masses centrifuges 77 tourneront à une vitesse plus grande que l'élément de sortie et les masses centrifuges 117 du train d'engrenages B, qui à leur tour tourneront plus vite que l'élément de sortie et les masses centrifuges 150 du train d'engrenages C.
Si la vitesse augmente, par exemple, en palier, l'agencement est tel que les masses centrifuges 77 de l'accouplement du premier train d'engrenages A se meuvent vers l'extérieur et, de la manière mentionnée ci-dessus, provoquent l'embrayage de l'accouplement de ce premier train d'engrenages A, qui est ainsi bloqué ou mis hors ser- vice de la manière déjà citée. Ceci fournit une seconde vitesse, dont le rapport est le produit des rapports des second et troisième trains d'engrenages B et C respecti- vement, soit 1,6 x 2,65 = 4,24.
A ce moment, la vitesse augmente encore et le mécanisme de commande pour l'accouplement associé au se- cond train d'engrenages B est conçu de façon que l'accou- plement associé soit fermé et que ce train d'engrenages soit mis hors service, pour ainsi dire, trop tôt, en sorte que le variateur ne peut fonctionner à ce moment, les premier et second trains d'engrenages A et B étant tous deux bloqués. Pendant que les deux trains d'engrenages A et B sont bloqués ou mis hors service, les éléments cen-
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trifuges associés à ces deux trains tourneront à la même vitesse et comme le troisième train d'engrenagesC est le seul en service, le rapport de transmission sera trop élevé et produira donc une réduction de la vitesse du mo- teur.
Il en résulte que, en raison du couple transmis au premier train d'engrenages A à la vitesse de ce train d'en- grenages à ce moment, l'accouplement associé à ce train d'engrenages est débrayé et ce train A est débloqué ou remis en action. Dès lors, la troisième vitesse s'obtient lorsque seul le second train est bloqué et que les deux autres trains sont débloqués ou en action. Par conséquent, le rapport de transmission est, à présent, le produit de ceux des premier et troisième trains, A et C respective- ment, c'est-à-dire 1,26 x 2,65 - 3,35.
Pour la quatrième vitesse, quand la vitesse du véhicule augmente, le premier train d'engrenagesA se bloque de la façon ordinaire, de façon que la quatrième vitesse ait un rapport égal à celui du troisième train d'engrenages C seul, soit de 2,65.
Pour la cinquième vitesse, le mécanisme automati- que du premier train d'engrenages A est également conçu pour pouvoir augmenter de vitesse trop tôt dans le sens mention- né ci-dessus et appliquer une charge aux premier et second trains d'engrenages. La conception dudit mécanisme est tel- le que le premier train d'engrenages A est d'abord mis en action, du fait du débrayage de son accouplement, mais ceci réduit la vitesse du second train d'engrenages et provoque le débrayage de son accouplement, en sorte que le second train d'engrenages se met également en action et que sa vitesse diminue. Dès lors, la cinquième vitesse a pour rapport le produit des rapports des premier et second trains d'engrenages A et B, soit 1,265 x 1,6 - 2,02.
Au stade suivant, le premier train d'engrenages A
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est débrayé de la manière ordinaire, laissant seulement le second train d'engrenages B en action, en sorte qu'on a un rapport de 1,6.
Toutefois, à ce stade, la septième vitesse s'ob- tient, parce que le second train d'engrenages B augmente de nouveau trop tôt de vitesse et surcharge le premier train d'engrenages A, dont l'accouplement débraye à nouveau, laissant ce train seul en action avec un rapport de 1,265.
Enfin, pour la huitième vitesse, le premier train d'engrenages A est mis hors service de la manière ordinaire, en sorte qu'on obtient une commande directe avec un rapport d'une unité.
On observera que dans l'exemple considéré, le variateur fonctionnant de la façon décrite fournit huit rapports de vitesse à savoir 5,36; 4,24; 3,35 2,65; 2,02; 1,06; 1,265 et 1. On bbtient donc 23 rapports, alors qu'on n'en obtenait que quatre, avec un variateur fonctionnant avec les trains en séquence, comme dans les descriptions des brevets précités. On comprendra aussi aisément que[s'il y avait quatre trains d'engrenages épicycloidaux, le nombre des vitesses disponible serait de 24 = 16, et en général pour n train d'engrenages, le nombre de rapports serait de 2n.
Il est instructif de considérer,dans cet exemple, la séquence dans le sens d'une réduction automatique de la vitesse, comme il s'en produit lorsqu'une voiture automo- bile gravit une pente, ce qui requiert une réduction à la vitesse la plus basse.
Lorsqu'on approche de la pente en prise directe, la vitesse se réduit naturellement et au premier change- le
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ment 3sxµHJ4f eqj3f ïS5EKKxcîEC premier train d'engrenages A a son accouplement débrayé et entre en action, fournissant un rapport de 1,265. A ce stade suivant, l'accouplement du
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second train d'engrenages B débraye et ce train entre en action, mais en raison de l'agencement de son mécanisme, on obtient par ce changement un rapports-trop élevé et un déchargement du premier train d'engrenages A, en sorte que ce dernier est mis hors service ou bloqué à nouveau, lais- sant le second train d'engrenages seul en service avec un rapport de 1,6.
Lors de la réduction de vitesse suivante, la vitesse du premier train d'engrenages A est réduite de la manière ordinaire, en sorte que le rapport est à présent 1,265 x 1,6 = 2,02, en raison du fait que les premier et second trains d'engrenages sont à présent tous les deux en action.
Lors de la réduction de vitesse suivante, le troisième train d'engrenages C entre en action, mais ceci de nouveau, en raison de la conception de son mécanisme, fournit un rapport trop élevé, en sorte que les premier et second trains d'engrenages sont tous deux déchargés et sont tous deux bloqués ou mis hors service, laissant le troisiè- me train d'engrenages seul en action avec un rapport de 2,65.
Au stade suivant, la vitesse du premier train d'engrenages A est réduite de la manière ordinaire, four- nissant un rapport de 1,25 x 2,65 : 3,35.
Au stade suivant} le second train d'engrenages B est également débloqué et sa vitesse est réduite, mais ceci donne,une fois de plus, un rapport trop élevé, de sorte que le premier train d'engrenages A est déchargé et, dès lors, mis hors service, laissant les second et troisième trains d'engrenages seuls en action avec un rapport de 1,6 x 2,65 = 4,24.
Finalement, pour obtenir la vitesse la plus basse, la vitesse du premier train d'engrenages A est abaissée de
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la manière ordinaire, en sorte que tous les crains entrent en action, fournissant un rapport total de @ 1,265 x 1,6 x 2,65 = 5,36.
Le variateur de vitesse ainsi que l'accouplement principal du moteur, illustrés à la figure 5, sont identi- ques aux parties correspondantes montrées à la figure 1.
Dans cet exemple, deux trains d'engrenages épicycloïdaux sont employés pour fournir quatre rapports de vitesse.
L'accouplement principal du moteur fonctionne exactement de la même manière que celui montré à la figure 1 et les deux trains d'engrenages B et C sont de construction iden- tique et fonctionnent de la même façon que les trains d'en- grenages correspondants B et C de la figure 1.
Le système de la figure 5 est, dès lors, exacte- ment semblable à celui de la figure 1, si ce n'est que le train d'engrenages A fait défaut en sorte que le train d'engrenages B sera le premier train d'engrenages et le train d'engrenages C le second.
Le fonctionnement du mécanisme est le suivant : si on part du repos et si on appuie sur l'accélérateur, l'accouplement du moteur commence automatiquement à embraye à une vitesse du moteur d'environ 1000 tours par minute et les deux trains d'engrenages épicycloidaux B et C sont en action, en sorte que le rapport de vitesses total est le produit des rapports des deux trains, soit 2,65 x 1,6 = 4,24.
Si on accélère la vitesse du véhicule par palier, l'accouplement centrifuge du premier train B est embrayé d'abord, à cause de sa vitesse plus élevée, et le rapport de vitesses effectif augmente jusqu'à la seconde vitesse, qui est celle du second train C, soit 2,65.
Lorsque la vitesse augmente encore davantage, l'accouplement centrifuge du second train C est embrayé
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et il en résulte, comme déjà expliqué que le rapport des vitesses est trop élevé pour le moteur dans ces conditions.
Par conséquent, la vitesse du moteur est suffisamment ré- duite pour provoquer le débrayage de l'accouplement du premier train B. La vitesse critique, à laquelle ceci se produit, dépend en partie du rapport des vitesses du se- cond train C, mais également des charges de l'accouplement du premier train B, qui sont, pour cette raison, rendues plus légères. Le rapport de vitesses effectif est alors celui du premier train, soit 1,6.
La vitesse augmente encore à présent et les mas- ses centrifuges de l'accouplement du premier train B re- prennent de la charge, tandis que cet accouplement est de nouveau embrayé. L'accouplement du second train ne tend pas à être débrayé, parce que, bien que la vitesse du moteur diminue, la vitesse du véhicule est maintenue,de même que celle du second train. On a à présent la transmission directe:avec un rapport égal à l'unité.
Si à p-résent, on rencontre une résistance, par exemple, si on gravit une pente, l'accouplement dpremier train B est débrayé parce que ses masses sont plus légères et le premier train est en service,de sorte que le rapport des vitesses est abaissé jusqu'à 1,6.
Si la pente est trop sévère pour cette vitesse, la vitesse de l'ensemble du mécanisme de transmission est encore abaisséeet comme l'accouplement du premier train B est déjà débrayé, celui du second train C est à présent débrayé et la réduction du rapport des vitesses fait croîtr@ de façon appréciable, la vitesse du moteur, ce qui entraîne à nouveau l'embrayage de l'accouplement du premier train B.
Le rapport des vitesses est, dès lors, celui du second train C, soit 2,65.
Si la vitesse diminue encore, l'accouplement du
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premier train est débrayé et les deux trains sont en action, fournissant un rapport de vitesses de 2,65x 1,6 = 4,24.
REVENDICATIONS
1. Variateur de vitesse pour véhicule à moteur, comprenant deux trains d'engrenages épicycloidaux ou davan- tage intercalés en série entre le moteur du véhicule et les roues de celui-ci, chaque train comprenant un élément d'entrée et un élément de sortie a-insi qu'un élément de réaction libre de tourner dans un sens mais ne pouvant tourner en sens opposé, un dispositif étant prévu pour mettre chaque train hors service sous la commande à la fois d'un élément centrifuge sensible à la vitesse du train correspondant et d'un élément sensible au couple transmis par ce train, les caractéristiques des éléments centrifuges commandant les divers trains et les rapports des vitesses de ces trains étant telles l'une par rapport à l'autre et par rapport aux caractéristiques du couple du moteur du véhicule que,
pendant l'augmentation de la vitesse du véhicule lors du débrayage d'un train d'engrenages placé après le premier train, c'est-à-dire après le train immé- diatement commandé par le moteur du véhicule, les vitesses du moteur et des éléments du train de la série précédant immédiatement le train débrayé, sont réduites dans une mesure telle qu'un train précédemment débrayé, pendant l'augmentation de la vitesse du véhicule, est automatique- mant remis en action et, que pendant la réduction de la vitesse du véhicule, lors de la mise en action d'un train d'engrenages placé après le premier train, le moteur est déchargé, en sorte que sa vitesse et celle des éléments du train de la série précédant immédiatement le train entrant en action,
sont augmentées dans une mesure telle qu'un
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train précédent mis en action pendant une diminution de la vitesse du véhicule est de nouveau automatiquement mis hors service.
2. Variateur de vitesse suivant la revendication 1, comprenant trois trains dtengrenages épicycloidaux con- nectés en série, l'agencement étant tel que, lors d'un accroissement de la vitesse du véhicule, le blocage ou la mise hors service d'un train d'engrenages, placé après le premier train d'engrenages de la série, provoque le déblo- cage automatique de tous les trains d'engrenages précédents=
3. Variateur de vitesse suivant la revendication 2, dans lequel le déblocage d'un train d'engrenages, placé après le premier train d'engrenages de la série, provoque- lors d'une diminution de la vitesse du véhicule, le blocage automatique ou la mise hors service de tous les trains d'engrenages précédents.
4. Variateur de vitesse Suivant l'une ou l'autre des revendications 1 à 3, dans lequel les rapports des vitesses des trains d'engrenages augmentent progressivement du premier au dernier train de la série.
5. Variateur de vitesse suivant l'une ou l'autre des revendications précédentes, dans lequel les éléments centrifuges associés à chaque train d'engrenages sont construits ou agencés de façon qu'à une vitesse de rotation donnée, la force exercée par les éléments centrifuges de chaque train d'engrenages placé après le premier train d'engrenages est plus grande que celle des éléments centri- fuges du train d'engrenages immédiatement précédent.
6. Variateur de vitesse suivant la revendication 1, dont les éléments sont construits, disposés et agencés pour fonctionner pratiquement de la manière décrite et mon- trée aux figures 1, la, 2,3 et 4 ou aux figures 5 et 5a des dessins ci-annexés.
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"Improvements to speed variateuns".
The present invention relates to a variable speed drive for the transmission of power, in which the transmission takes place by means of a series of epicyclic gear trains and changes in the speed ratio can be made. obtained by putting some of the planetary gears out of service, blocking them, so that their components are forced to rotate together as if they formed a single block, these speed changes being obtained automatically under l effect both of the speed of the train and of the torque transmitted by it.
Examples of such variable speed drives comprising. a series of epicycloidal trains are illustrated in the specifications of British Patents Nos. 439.828 and 439.855 of June 16, 1934,
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in which are described forms of variators fitted with automatically controlled clutch plates arranged in such a way that, on increasing speed, the effect of centrifugal masses tends to cause the plates to engage sequentially and , consequently, the blocking of the planetary gears, so that the gear ratio increases gradually.
In the specification of British Patent No. 584,735 of February 3, 1944, an epicyclic gear has been described, in which couplings are automatically actuated to put the gear trains out of service and back into service, under conditions depending on both. the speed of the output element of the respective train and the resistance exerted by the driven element.
It is known that, if the individual gears of an epicyclic gear are taken out of service manually or mechanically under the control of the operator in a predetermined sequence, it is possible to obtain a certain number of gear ratios, from a number of epicyclic trains, by putting the different trains into service individually or by putting two or more trains in service at the same time. Until now, however, when gear changes were carried out automatically, it was only possible to put trains out of service or put them back in service in a predetermined sequence, so that only a number of speed ratios equivalent to that of the planetary gears, in addition to the direct drive, when all the gears turn jointly.
The object of the present invention is to allow a variable speed drive, comprising a certain number of epicyclic gears arranged in series, to be actuated.
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can be created automatically, so that a greater number of speed ratios can be obtained from a variator of this kind, comprising a given number of epicyclic gears, causing the blocking and disabling of each of the trains, as well as their unblocking and putting them back into service in an appropriate order and under appropriate conditions of speed and load resistance, regardless of whether another train in the series is in service o no at this moment, instead of having to take out of service or put back into service each one of the following trains / fixed sequence,
once and for all, when establishing the gear ratios available.
To obtain the result specified above in a speed variator operating automatically according to the invention, each train must be able to be put into action, when all the other trains are blocked or put out of service and the trains must also be capable of being connected so that, when all in use, they operate in series between the drive motor and the load.
Thus, if a planetary train is so blocked and taken out of service and / to obtain the next gear ratio when increasing speed, a train further in the series must be taken out of service, the train mentioned in first place must be disengaged and released and, according to the invention, this must necessarily occur due to the fact that taking out of service the train located further in the series temporarily makes the gear ratio too high for the engine, so that the speed of the latter is appreciably reduced and that the centrifugal loads controlling the preceding trains of the series are made lighter than those which control the train situated further in the series, in
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a measurement, which depends on the ratio of the train mentioned last,
so that the decrease in the speed of the motor in question is sufficient to unlock the previous train in the series. This principle applies from train to train throughout the drive. This also occurs when the gear ratio is automatically lowered, as normally happens when the load encounters sufficiently increased resistance.
Under these conditions, when at top speed, the first train of the series is released and put into service, because the centrifugal masses which control it are lighter, the speed of all the following parts of the variator is slowed down. and the second train in the series is then released, but this maneuver has the effect of allowing an appreciable increase in the speed of the engine, this increase being sufficient to again cause the blocking of the first train of the series and not leave the second planetary gear in service. If the resistance is large enough, the same action continues throughout the drive.
In order to be able to obtain the advantages of an increased number of transmission ratios for a given number of gear trains, the transmission ratio of the respective trains must be given different values, otherwise there could be no distinction between the blocking of a train accompanied by the release of a second train and the blocking of the second train accompanied by the release of the first. In such a system, it is generally possible, as will be seen later, if n epicyclic gear trains are available, to obtain 2n speeds by means of the variator.
In order to enable a better understanding and easier practice of the invention, it will now be described in more detail and by way of example.
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pies, two embodiments providing four and eight speeds respectively, with reference to the accompanying drawings, in which: Figures 1 and 1A, together form an axial section of a gearbox with three gear trains epicyclic, providing eight speeds; Figure 2 is a cross section taken on line II-II of Figures 1 and 1A; Figure 3 is a cross section taken on line III-III of Figures 1 and 1A; Fig. 4 is a detail view showing part of the main engine coupling;
Figures 5 and 5a together form a view similar to that of Figures 1 and 1A, but illustrate a gearbox with two epicyclic gear sets, providing four speeds.
If we consider Figures 1, 2, 3 and 4 of the accompanying drawings, it can be seen that the speed variator shown is mounted in a gear case 10, one end of which is fixed to a clutch case 11, in which is mounted the main motor coupling. The motor shaft or input shaft to the main coupling is indicated at 12. In this case, the shaft 12 transmits the control of the internal combustion engine of a vehicle, not shown, to the speed variator, the output or driven shaft, designated by the reference numeral 13, to the variator being connected to the wheels of the vehicle for the purpose of controlling them.
The main motor coupling is of the type shown in UK Patent Specification No. 426,407 of October 4, 1933, but it is understood that this form of coupling is only the presently preferred form.
Motor shaft 12 constitutes the motor crank shaft or a short connecting shaft attached to the shaft to
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crank of the motor and supported by it, and carries a disc 14 provided with a cylindrical rim 15, which is connected by a ring 16 to the motor coupling disc 17. A series of annular coupling plates are wedged on the disc motor 17, so as to rotate therewith, while being capable of axial movement with respect to this disc. The motor or drive disc 17 is provided with a series of symmetrically spaced axial protrusions 19, only one of which is visible in Figure 1 as well as in Figure 4, and the coupling plates 18 have a notch. in 20 so as to be able to engage by sliding with the projections 19.
The plates 18 constitute the drive elements of the coupling.
A packing element 24 is clamped between the motor shaft 12 and serves as a sealing element for lubricating oil between the shaft 12 and an opening 25 in the wall of the coupling housing through which passes. the end of the shaft 12. The disc 14 carries a ball bearing 26 for one end of the output shaft 27 of the coupling. The other end of the shaft 27 is mounted in a ball bearing 28 provided in the end wall of the housing 10 of the speed variator, the shaft 27 constituting the motor shaft for this variator.
A support plate 29 is keyed to the shaft 27, and five sets of metal discs 30 are carried by the plate 29, however any other suitable number of disc sets 30 may be employed. The five sets of discs 30 are placed at equal distances around the plate 29, and therefore only one of them can be seen in Figure 1 as well as in Figure 4. The discs 30 of each game are mounted so that they can slide
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axially on a hub 31 mounted on a ball bearing 32, supported by a pin 33 attached to the plate 29. The discs 30 are interposed between the annular coupling plates 18.
To enable the coupling to engage at a predetermined engine speed, an annular plate 34 is provided for compressing the discs 30 and the coupling plates 18 against the disc 17, which therefore acts as a stopper. Plate 34 is locked to drive disc 17 in the same way as plates 18, this plate 34 having a series of notches 35 slidably engaging the protrusions.
The plate 34 19 carries a series of pins 36, only one of which is visible in Figure 1, a spring 37 provided around each pin 36 tending to move the plate 34 away from the drive plate 17.
A two-armed lever 38 is pivotally mounted on each projection 19 and each lever 38 has a short arm 39, in contact with the outer face of the plate 34, the other arm or long arm. 40 of each lever 38 extending beyond the drive disc 17. A centrifugal mass 41 is pivotally mounted on a spindle 42 carried by the drive disc 17 in the vicinity of each lever 38, and is arranged to so as to tilt outwards under the action of the centrifugal force, in order to come into contact with the arm 40 and to oscillate the lever 38, so that the short arm 39 moves the plate 34 towards the drive disc 17 and / the coupling is engaged.
The centrifugal levers 41 are arranged so as to cause the clutch to engage, on the shaft 12, and hence the drive disc 17, to reach a predetermined speed. A subsequent increase in speed will serve to increase the pressure between the discs 30 and the coupling plates 18.
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The variable speed drive illustrated in Figure 1 comprises three epicyclic gear trains designated as a whole by the notations A, B and C respectively. These trains are of the type shown in British Patents Nos. 439,828 and 439,855 of 16 June 1934. These three gear trains are connected in series between the motor shaft 27, which is the output shaft of the coupling, and the driven shaft 13. The driving element for the first gear train A consists of an annular pinion 54, carried by a plate 55 provided at the end of the motor shaft 27, the driven element being constituted by / supporting planet gears 59. The sun pinion 56 of this train is mounted on a bearing 57, carried by a sleeve 58, which carries the planet pinion support 59.
The sleeve 58 is mounted on a bearing 60 carried by the driven shaft 13 in the vicinity of the inner end of the shaft 13, which is supported by a ball bearing 61 rotatable in a bore 62 formed in the inner end. of the shaft 27. A ball bearing 63 is provided in the outer end wall of the gear housing 10, for the other end of the shaft 13. Planetary gears 64 mounted so as to be able to rotate , on pins 65 carried by the support of the planet gears 59 are interposed between the annular gear 54 and the sun gear 56.
Sun gear 56 is the reaction element for train A and is attached to a plate 66, which carries four pawls 67 spaced around its periphery and intended to engage a ring of inner ratchet teeth 68 on the gear. internal wall of the gear case 10, so as to prevent rotation of the reaction element, when the gear train is in use.
A coupling is placed between the reaction element @@ and the driven element of each gear train.
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gears, with a mechanism for automatically actuating the couplings, to shut down and return to service individual gear trains, depending on the speed of the output element of a given train and the resistance imposed by the load on the gear. element driven by this train, as described. in British Patent No. 584,735 of February 3, 1934. The ratchet and ratchet mechanism then allows free rotation of the reaction element 56,66.
The coupling for the gear train A consists of a plate 70 fixed to the sleeve 58, this plate 70 having a boss 71 on which is mounted a coupling disc 72. The coupling disc 72 rotates with the boss 71, but can slide axially thereon and is disposed between two annular coupling plates 73, 73, which are connected to the plate 66 but can slide axially with respect to this plate 66. A plate 74 is provided to bring the annular plates 73 and the plate 72 engaged, so as to engage the coupling.
The plate 74 is mounted on a socket 75 of the plate 70, a helical connection 76, consisting of grooves and helical ribs or keys, being provided between the plate 74 and the socket 75. This helical connection 76 functions in the same way. of a fast-acting screw thread, such that a partial rotation imparted to the plate 74 with respect to the bush 75, will cause the axial displacement of this plate, following the direction of the partial rotation.
The displacement of the plate 74 is effected by means of a series of centrifugal masses 77. In this example, use is made of six centrifugal masses 77, and these are mounted so as to be able to pivot on bearings. pins 78, evenly distributed around a support plate 79 and in the vicinity of
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the periphery of it. The support plate 79 is attached to the sleeve 58. Each centrifugal mass has a finger. 80 engaged with a connection member 81 extending between the chainring 74 and the drive member 90 for the next gear train.
The centrifugal elements 77 are arranged so as to move outwardly under the action of centrifugal force, the fingers 80 then imparting a partial rotation to the platen 74 and, consequently, also to the element 90. in a direction such that the plate 74 is moved axially and so as to press the coupling ring 73 and the coupling plate 72 against each other, until they are frictionally engaged *
The rotational movements of the plate 74 on the socket 75 are limited by pins 82 carried by the support plate 79, which pins are engaged in arcuate slots 83 formed in the member 90, only one pin and one slot being shown. figure 1.
These pins and arcuate slots are so arranged that, when the coupling is disengaged and the gear train A is in service, control is transmitted from the planet gear carrier 59 to the element 90, through the gear train A. 'intermediate bush 58, support plate 79, and pins 82 in contact with the leading ends of the arcuate slots 83 in member 90. However, when the coupling is engaged, member 90 will have undergone an advance relative to the support plate 79, due to the partial rotation imparted to the plate 74, by the centrifugal masses 77.
Therefore, the leading ends of the slots 83 will be separated from the pins 82 and control will then be transmitted from the support plate 79, through the centrifugal masses and the connection elements 81, to the element 90.
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It can therefore be seen that in order to engage the coupling and block the gear train, the centrifugal masses must exert sufficient force to overcome the resistance or the return torque exerted. by the load on the shaft 13 and to advance the element 90, the aforesaid masses then transmitting the driving torque to the element 90. If increased resistance were to occur, the resulting increase in feedback torque would tend to increase. delay element 90, which would tend to return the centrifugal masses inward and disengage the coupling to put the gear train into service.
The gear train B is very similar to the train A, in that the driving element 90 carries an internally toothed pinion 91, planet gears 93 being interposed between the pinion 91 and a sun pinion 92.
The planet gears are mounted on a support 94 comprising a bush 95 supported by a bearing 96 mounted on the driven shaft 13. The sun gear 92 is mounted on a bearing 97 carried by the bush 95 and, as in the first train of gears A, the sun gear 92 is the reaction element and the planet gear carrier 94 is the driven element. A plate 98 is fixed to the sun gear 92 and this plate carries four pawls 99 spaced on its periphery and intended to engage with an annular ratchet wheel with internal teeth 100 provided on the internal wall of the gear housing 10. The The arrangement of the pawls 99 is similar to the arrangement associated with the gear train A and is illustrated in Figure 2.
Each pawl 99 has a rearwardly projecting part 101, the weight of which is calculated so that when the coupling is engaged and the gear train A is therefore locked and rotates as a whole, the part 101 tilts outward as a result of the centric force
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fuge, while the pawl rotates around its pivot 102 and disengages from the ratchet teeth 100. The lower pawl of FIG. 2 is shown in its withdrawn position. This gear train B is also provided with a coupling. ment-, comprising a plate 110 fixed to the sleeve 95 and carrying a coupling disc 111, which is disposed between two coupling rings 112, 112 associated with the plate 96.
The plate 110 carries a boss 113, on which is mounted an actuator plate 114, a helical connection 115 being provided between the boss 113 and this plate 114. A support plate 116 is attached to the socket 95 and a number. Centrifugal elements 117 are mounted so as to be able to pivot on pins 11 equally spaced around the periphery of the plate 116. The arrangement of the centrifugal masses 117 is similar to that of the centrifugal masses 77. Each element 117 has a finger 119 engaged with a connection element 120, which extends between the plate 114 and the drive element 130 for the following gear train C.
Likewise, pins 121 carried by the support plate are engaged in arcuate slots 122 formed in the element 130, which makes it possible to limit the rotational movements of the plate 114 on the boss 113.
In the gear train C, a sun pinion 131 is fixed to the drive element 130, the reaction element being constituted by the annular pinion 132, which is carried by a plate 133 mounted on a bearing 134 carried by it. - even by a boss 135, which constitutes part of the planet gear support 136. The planet gears 137 mesh both with the sun gear 131 and with the annular gear 132, the planet gear support 136 being fixed on a bush 138 protruding on a plate 139. Two coupling plates 140,140 are
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associated with the plate 139 and are interposed between three coupling rings 141 connected to the annular pinion 132.
The annular pinion 132 also carries four pawls 142 intended to engage with an inner ring of ratchet teeth 143 on the inner wall of the gear case 10. These pawls 142 are similar to the pawls 99 illustrated in FIG. 2. The plate 139 has a boss 144, on which is mounted an actuator plate 145, a helical connection 146 being provided between the boss 144 and the plate 145. The plate 139 is mounted on a bearing 147 itself mounted on the plate. driven shaft 13 and it has a second boss 148, on which is mounted a support plate 149.
The support plate has a series of six centrifugal masses 150 (see figure 3), which are similar to centrifugal masses 117 and 77. each centrifugal element 150 has a finger 151, which can engage with a connection element 152 fixed between the actuator plate 145 and the control output element 153. The latter is in the form of a plate having an internally grooved boss and engaged on a grooved part 155 of the driven shaft 13.
Six pins 156 are evenly distributed around the periphery of the plate 149 and the element 153 has six arcuate slots 157, in which the pins 156 play, so as to limit the rotation of the plate 145 on the boss 144 and to transmit the command, when the coupling is disengaged. Pins 156 and slots 157 are shown in Figure 3 and are similar to pins and slots 82, 83 and 121, 122.
In the upper part of figure 3, the centrifugal masses 150 are shown in the positions for which the associated coupling is disengaged and, in the lower part of this figure, the centrifugal masses
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are shown in their outer positions for which the associated coupling is engaged so as to block the gear train 6.
The variable speed drive illustrated in figure 1 comprises three epicyclic gear sets A, B and C and therefore provides 23, that is to say eight speeds * In this example, the first gear set A , which is connected to the motor coupling has a ratio of 1.265.
The input element, which is an outer ring gear 54, has 136 teeth, the sun gear 56, which is the reaction element, has 36 teeth, and the planet gears 64 each have 50 teeth. gears B has a ratio of 1.6, the input element, which is the outer ring gear 91, has 108 teeth, the sun gear 92, which is the reaction element has 64 teeth and the planet gears 93 have them. each 22.The third gear train C has a ratio of 2.65, the input element, which is the sun gear 131, has 68 teeth, the outer ring gear 132, which is the reaction element, has 112 teeth and the satellite pinions 137 each have 22 teeth.
The centrifugal masses associated with each of the three gear trains are arranged to actuate the corresponding coupling and block the gear train, when the output element of said gear train rotates at a predetermined speed. The preset speed for each output element is different from that of the other two output elements. For this purpose, the combined weights of each set of centrifugal elements differ from those of other sets of centrifugal elements. This can be achieved by changing the number of centrifugal masses employed. In another case and as illustrated in the particular example shown, the thickness of these centrifugal masses changes. The centrifugal masses 77 asso-
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These to the gear train A are relatively thin.
Thus in the first embodiment shown, each mass has a thickness of 0.095 ". The centrifugal masses 117 associated with the gear train B have a thickness of 0.153", while the masses 150 associated with the gear train. C gears are relatively thick, each of them having a thickness of 0.625 ". The same result can still be obtained by changing the radius of rotation of the centrifugal masses associated with the various gear trains or by changing the following lever arms. which the centrifugal masses act in. The force exerted by any set of centrifugal masses determines the conditions, under which the associated gear will be blocked and taken out of service.
These sets of centrifugal masses are arranged in such a way that during the increase in the speed of the transmission mechanism, each coupling is engaged, so as to block and disable the associated gear train.;, when the engine reaches a predetermined speed, in the particular example shown, when the engine speed reaches 3,000 revolutions per minute.
The centrifugal masses 77 cause the blocking of the gear train A when the speed of rotation of the output element, constituted in this case by the planet pinion support 59, reaches 2380 revolutions per minute. The centrifugal masses 117 likewise cause the blocking of the gear train B, when the satellite pinion support 94 reaches the speed of 1875 revolutions per minute, and the centrifugal masses 150 cause the blocking of the gear train C, when the planet gear carrier 136 reaches a speed of 1170 revolutions per minute.
The variable speed drive shown in Figures 1, 2 and 3, operates as follows. If it is assumed that the variable speed drive is to be mounted on a motor vehicle,
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when starting from rest and depressing the accelerator, the motor coupling automatically begins to engage at an engine speed of about 1000 revolutions per minute and the three epicyclic gear trains operate in this way. so that the total transmission ratio is the product of the ratios of the three epicyclic gear trains A, B and C, that is, 1.265 x 1.6 x 2.65 5.36.
The output element of the first gear train A therefore, the centrifugal masses 77 will rotate at a greater speed than the output element and the centrifugal masses 117 of the gear train B, which in turn will rotate faster than the output element and centrifugal masses 150 of the gear train C.
If the speed increases, for example, in leveling, the arrangement is such that the centrifugal masses 77 of the coupling of the first gear train A move outward and, in the manner mentioned above, cause the clutch of the coupling of this first gear train A, which is thus blocked or put out of service in the manner already mentioned. This provides a second speed, the ratio of which is the product of the ratios of the second and third gear trains B and C respectively, ie 1.6 x 2.65 = 4.24.
At this time, the speed increases further and the control mechanism for the coupling associated with the second gear train B is designed so that the associated coupling is closed and this gear train is switched off. service, so to speak, too early, so that the inverter cannot run at this time, with the first and second gear sets A and B both blocked. While the two gear trains A and B are blocked or taken out of service, the central elements
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trifuges associated with these two trains will rotate at the same speed and since the third gear train C is the only one in service, the transmission ratio will be too high and will therefore produce a reduction in engine speed.
As a result, due to the torque transmitted to the first gear train A at the speed of this gear train at that moment, the coupling associated with this gear train is disengaged and this train A is released. or put back into action. Therefore, the third gear is obtained when only the second train is blocked and the other two trains are released or in action. Therefore, the transmission ratio is now the product of those of the first and third gear, A and C, respectively, i.e. 1.26 x 2.65 - 3.35.
For the fourth gear, when the speed of the vehicle increases, the first gear train A locks in the ordinary way, so that the fourth gear has a ratio equal to that of the third gear train C alone, i.e. 2, 65.
For the fifth gear, the automatic mechanism of the first gear train A is also designed to be able to increase speed too soon in the direction mentioned above and apply a load to the first and second gear trains. The design of said mechanism is such that the first gear train A is first put into action, due to the disengagement of its coupling, but this reduces the speed of the second gear train and causes the disengagement of its coupling. , so that the second gear train is also put into action and its speed decreases. Therefore, the fifth gear has for ratio the product of the ratios of the first and second gear trains A and B, that is to say 1.265 x 1.6 - 2.02.
At the next stage, the first gear train A
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is disengaged in the ordinary way, leaving only the second gear train B in action, so that we have a ratio of 1.6.
However, at this point the seventh gear is obtained, because the second gear train B again increases speed too soon and overloads the first gear train A, whose coupling disengages again, leaving this train alone in action with a ratio of 1.265.
Finally, for the eighth gear, the first gear train A is switched off in the ordinary manner, so that a direct drive is obtained with a ratio of one.
It will be observed that in the example considered, the variator operating in the manner described provides eight speed ratios, namely 5.36; 4.24; 3.35 2.65; 2.02; 1.06; 1,265 and 1. We therefore bbtient 23 reports, whereas we only obtained four, with a variator operating with the trains in sequence, as in the descriptions of the aforementioned patents. It will also be easily understood that [if there were four epicyclic gear trains, the number of speeds available would be 24 = 16, and in general for n train of gears, the number of ratios would be 2n.
It is instructive to consider, in this example, the sequence in the sense of an automatic speed reduction, as occurs when a motor vehicle ascends a slope, which requires reduction to the highest speed. lower.
When approaching the slope in direct drive, the speed is naturally reduced and at the first change.
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ment 3sxµHJ4f eqj3f ïS5EKKxcîEC first gear train A has its coupling disengaged and kicks in, providing a ratio of 1.265. At this next stage, the coupling of the
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second gear train B disengages and this train comes into action, but due to the arrangement of its mechanism, this change results in too high a ratio and unloading of the first gear train A, so that this the latter is taken out of service or blocked again, leaving the second gear train alone in service with a ratio of 1.6.
In the next speed reduction, the speed of the first gear train A is reduced in the ordinary manner, so that the ratio is now 1.265 x 1.6 = 2.02, due to the fact that the first and second gear trains are now both in action.
During the next speed reduction the third gear train C kicks in, but this again, due to the design of its mechanism, provides too high a ratio, so that the first and second gear sets are both unloaded and both stuck or disabled, leaving the third gear train alone in action with a ratio of 2.65.
In the next stage, the speed of the first gear train A is reduced in the ordinary manner, providing a ratio of 1.25 x 2.65: 3.35.
At the next stage} the second gear train B is also released and its speed is reduced, but this gives, once again, too high a ratio, so that the first gear train A is unloaded and therefore , taken out of service, leaving the second and third gear trains alone in action with a ratio of 1.6 x 2.65 = 4.24.
Finally, to obtain the lowest speed, the speed of the first gear train A is lowered by
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the ordinary way, so that all the fears kick in, providing a total ratio of @ 1.265 x 1.6 x 2.65 = 5.36.
The variable speed drive and the main motor coupling, shown in figure 5, are identical to the corresponding parts shown in figure 1.
In this example, two epicyclic gear trains are employed to provide four speed ratios.
The main motor coupling works exactly the same as that shown in figure 1 and the two gear trains B and C are identical in construction and work in the same way as the corresponding gear trains. B and C of figure 1.
The system of figure 5 is, therefore, exactly similar to that of figure 1, except that the gear train A fails so that the gear train B will be the first train d. 'gears and the gear train C the second.
The operation of the mechanism is as follows: if we start from rest and press the accelerator, the motor coupling automatically begins to engage at an engine speed of about 1000 revolutions per minute and the two gear trains epicyclic B and C are in action, so that the total speed ratio is the product of the ratios of the two trains, or 2.65 x 1.6 = 4.24.
If the vehicle speed is stepped up, the centrifugal coupling of the first train B is engaged first, because of its higher speed, and the effective speed ratio increases up to the second speed, which is that of the second train C, i.e. 2.65.
When the speed increases further, the centrifugal coupling of the second train C is engaged
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and the result, as already explained, is that the gear ratio is too high for the engine under these conditions.
Consequently, the engine speed is sufficiently reduced to cause the clutch of the first train B to disengage. The critical speed at which this occurs depends in part on the gear ratio of the second train C, but also loads of the coupling of the first train B, which are, for this reason, made lighter. The effective gear ratio is then that of the first train, i.e. 1.6.
The speed now increases further and the centrifugal masses of the coupling of the first train B take up load again, while this coupling is re-engaged. The coupling of the second train does not tend to be disengaged, because, although the engine speed decreases, the vehicle speed is maintained, as is that of the second train. We now have direct transmission: with a ratio equal to unity.
If at present there is resistance, for example, if you are climbing a slope, the first gear coupling B is disengaged because its masses are lighter and the first gear is in service, so that the gear ratio is lowered to 1.6.
If the slope is too severe for this speed, the speed of the entire transmission mechanism is further lowered and since the coupling of the first train B is already disengaged, that of the second train C is now disengaged and the reduction of the gear ratio. The speed of the engine increases appreciably, which again engages the clutch of the first B train.
The speed ratio is therefore that of the second train C, ie 2.65.
If the speed decreases further, the coupling of the
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first gear is disengaged and both sets are in motion, providing a gear ratio of 2.65x 1.6 = 4.24.
CLAIMS
1. Variable speed drive for a motor vehicle, comprising two sets of planetary gears or more interposed in series between the engine of the vehicle and the wheels thereof, each train comprising an input element and an output element a-insi that a reaction element free to rotate in one direction but not able to rotate in the opposite direction, a device being provided to put each train out of service under the control of both a centrifugal element sensitive to the speed of the train corresponding and of an element sensitive to the torque transmitted by this train, the characteristics of the centrifugal elements controlling the various trains and the speed ratios of these trains being such with respect to each other and with respect to the characteristics of the torque of the vehicle engine that,
during the increase of the speed of the vehicle during the disengagement of a gear train placed after the first train, that is to say after the train immediately controlled by the engine of the vehicle, the speeds of the engine and components of the series train immediately preceding the disengaged gear, are reduced to such an extent that a previously disengaged train, during the increase in vehicle speed, is automatically restarted and, that during the reduction of the speed of the vehicle, when a gear train placed after the first train is put into action, the engine is unloaded, so that its speed and that of the elements of the train of the series immediately preceding the train entering into action ,
are increased to such an extent that
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The previous train put into action during a decrease in vehicle speed is automatically switched off again.
2. Variable speed drive according to claim 1, comprising three epicyclic gear trains connected in series, the arrangement being such that, during an increase in the speed of the vehicle, the blocking or disabling of a train. of gears, placed after the first gear train of the series, causes the automatic release of all the preceding gear sets =
3. Variable speed drive according to claim 2, wherein the release of a gear train, placed after the first gear train in the series, causes- when the vehicle speed decreases, the automatic locking. or the decommissioning of all previous gear trains.
4. Variable speed drive According to any one of claims 1 to 3, in which the ratios of the speeds of the gear trains gradually increase from the first to the last train in the series.
5. Variable speed drive according to either of the preceding claims, wherein the centrifugal elements associated with each gear train are constructed or arranged so that at a given rotational speed, the force exerted by the elements. centrifugal elements of each gear train placed after the first gear train is greater than that of the centrifugal elements of the immediately preceding gear train.
6. Variable speed drive according to claim 1, the elements of which are constructed, arranged and arranged to operate substantially as described and shown in Figures 1, 1a, 2, 3 and 4 or in Figures 5 and 5a of the accompanying drawings. - appended.