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La présente invention concerne un mécanisme de transmission comprenant un variateur de vitesse par poulies à joues mobiles et courroies trapézoïdales, dont le fonctionnement automatique est assuré par un régulateur à action centrifuge.
Le mécanisme qui fait l'objet de l'invention est applicable notamment à la transmission de puissances assez faibles, telles que celles mises en oeuvre dans les motocycles et engins analogues.
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Le mécamisme conforme à l'invention, qui comporte en combinaison un variateur de vitesse constitué par un jeu de poulies à joues mobiles reliées par des courroies trapézoïdales et portées par deux arbres parallèles,et un régulateur à action centrifuge monté sur l'un de ces arbres, est caractérisé en ce que,à couple moteur et à rotation motrice donnée, la poussée axiale exercée par le régulateur sur les joues mobiles des poulies est constamment égale et opposée à la poussée axiale résultante des courroies sur ces joues, l'équilibre stable entre ces poussées antagonistes étant réalisé pour toutes les positions des joues mobiles.
:Dans une réalisation avantageuse de l'inven- tion, le mécanisme précité peut comprendre encore un système différentiel,l'arbre menant et l'arbre mené étant respectivement reliés à deux des trois éléments du différentiel, tandis que l'un de ces deux éléments ainsi que le troisième élément du différentiel sont respecti- vement reliés aux deux arbres du variateur proprement dit.
Dans tous les cas,l'invention permet de faire correspondre à chaque valeur du couple moteur une valeur déterminée de la vitesse angulaire motrice.
A couple moteur constant, le rapport 'de transmission change automatiquement en fonction de la vitesse de l'arbre mené pour maintenir constante la vitesse de l'arbre menant.
Si le couple moteur varie, le mécanisme conforme à l'invention assure encore le changement automatique du rapport, la vitesse motrice variant comme la racine carrée du couple moteur.
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Il est possible ainsi d'obtenir en toutes circonstances la puissance maximum.
D'autres particularités de l'invention seront mises en évidence dans la: description ci-après.
Aux dessins annexés, donnés à titre d'exemples non limitatifs: @
La fige 1 est une vue en élévation d'une première réalisation conforme à l'invention.
La fige 2 est une coupe suivant II-II de la fig. 1.
La fige 5 est un diagramme explicatif.
La:fig. 4 est une coupe axiale partielle concer- nant une variante,
La fig. 5 est une vue en élévation avec arrachement d'une autre réalisation.
La fig. 6 est une coupe axiale suivant VI-VI de la fige 5.
La fige 7 est un diagramme explicatif
La'fig. 8 montre, en coupe axiale partielle, une va- riante .
En se reportant aux fige 1 et 2, on voit en 1 l'arbre menant et en 5 l'arbre mené, entre lesquels est monté le va- riateur de vitesse proprement dit qui comporte sur chaque arbre une paire de poulies à joues mobiles reliées d'un arbre à l'autre par des courroies trapézoïdales,
Plus précisément, les joues de poulies 14 et
16 sont calées sur l'arbre 1. Les joues 15 et 17 soli- darisées par les tiges 11 font corps avec un manchon 12 et peuvent ainsi glisser sur l'arbre 1, niais non tourner par rapport à celui-ci.
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Une disposition analogue est adoptée pour les poulies montées sur l'arbre 5. Toutefois, les joues fixes 22 et 24 correspondent aux joues mobiles
15 et 17. Réciproquement, les joues mobiles 21 et 23, solidarisées par les tiges 13, correspondent aux joues fixes 14 et 16.
Les joues 14, 15 et 21, 22 sont reliées par une courroie trapézoïdale 31, tandis que les joues 16,
17 et''2.3, 24 le sont par une courroie 32.
En outre, les joues mobiles 15 et 17 sont -liées en translation axiale aux joués mobiles 21 et 23, grâce à un dispositif d'attelage. Ce dispositif comprend deux bras égaux 27 et 28 articulés autour des axes fixes 36 et 48; le bras 27 porte à son extrémité libre une cheville 29 qui s'engage dans une fourchette 30 prévue à l'extrémité du bras 28.
La liaison entre les bras 27, 28 et les manchons 12 et 18 (ce dernier solidaire des tiges 15) est réalisée par l'interposition de roulements 19 et 25, dont la couronne extérieure porte des ergots 20 et 26 qui peuvent coulisser dans des ouvertures convenables 49 pratiquées dans les bras 27 et 28. -Ainsi on comprend que les déplacements transversaux des joues mobiles des poulies sur chaque arbre ont toujours la même amplitude, et, que les rayons d'enroulement des courroies 31 et 32 varient d'une quantité égale, mais en sens inverse.
Comme de plus la fourchette 30 est logeraient inclinée par rapport à la direction du bras 28, si, dans la position extrême des bras 27 et 28 représentée, 'la cheville 29 est rigoureusement sur la ligne médiane
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du bras 28, il en est de même par raison de symétrie dans l'autre position extrême. Liais lorsque les bras ont atteint leur position moyenne,c'est-à-dire que la ligne médiane du bras 28 coïncide avec la droite 36-48, en raison de la position biaise de la fourchette 30, le bras 27 fait alors un très petit angle avec la droite 36-48. Ce décalage a pour effet de resserrer très légèrement les joues des poulies sur l'arbre 1.
Par suite, dans la position moyenne du système, se trouve compensé le léger flottement des courroies dû au fait que le chemin parcouru est plus court lorsque les rayons d'enroulement son égaux sur les deux arbres, que lorsqu'ils sont maximum sur l'un et minimum sur l' au tre .
Le régulateur à action centrifuge prévu conformément à l'invention est, dans' l'exemple décrit, monté sur l'arbre menant 1. Il se compose essentiellement de billes pesantes 37 prenant appui sur des rampes 39 et 41 portées par les faces externes des joues 15 et 16.
Ces billes sont mobiles radialement et guidées dans leurs déplacements par des cloisons 38. Les rampes 39 et 41 présentent des profils particuliers qui seront décrits ultérieurement.
Le fonctionnement est le suivant :
La joue mobile 15 dont la position détermine le rapport de transmission du mécanisme est soumise à deux actions antagonistes : d'une part la résultante des poussées latérales des courroies 31, 32 sur les joues mobiles 15,17, 21, 23;
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- d'autre part la résultante des poussées- latérales sur la joue 15 des billes 37 qui sont soumises à la force centrifuge F (Fig.3).
Au sujet de la première action, on doit tenir compte du fait que dans une transmission par courroie trapézoïdale la poussée latérale exercée sur une joue mobile de poulie par le brin tendu de la courroie est plus forte quend ce brin se présente en brin d'entrée plutôt qu'en brin de sortie. C'est notamment le cas lorsque la puissance transmise est faible et que l'adhérence des courroies est suffisante pour qu'on puisse admettre des tensions peu élevées pour les brins mous.
Les arbres 1 à 5 tournant dans le sens f, il en résulte que les joues mobiles 17 et 23 d'un même train de poulies, qui sont liées en translation axiale par le dispositif d'attelage, subissent une poussée résultante dans le même sens que la poussée exercée sur la joue mobile 17 par le brin tendu 34 qui se présente en brin d'entrée sur la poulie 16-17 et en brin de sortie pour la poulie 23-24,
Comme la tension du brin considéré est propor- tionnelle au couple moteur, et, à couple moteur constant,, inversement proportionnelle au rayon d'enroulement autour de l'arbre 1, il en est de même pour la poussée résultante exercée par les courroies sur la joue mobile 15.
Suivant une particularité importante de l'invention, il est prévu de donner aux rampes 39 et 41 des profils tels que, à couple moteur et à rotation motrice donnés, la composante axiale de l'action centrifuge des billes 37 sur la joue 15 reste toujours
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égale à la poussée résultante des oourroies, quelle que soit la position de la joue considérée.
Autrement dit, on fait en sorte que, à rotation motrice .constante, la composante axiale précitée varie comme l'inverse du rayon-d'enroulement autour de l'arbre 1.
Dans la réalisation décrite, la rampe 39 présente un profil droit perpendiculaire à l'arbre 1, tandis que la rampe 41 a une forme concave.
Le profil de la.rampe 41 peut être déterminé par le calcul (fig.S):
Soient x et y les coordonnées du centre 42 d'une bille 37, Ox étant l'axe de l'arbre 1; la force centrifuge F à laquelle est soumise chaque bille 37 est proportionnelle à y et sa composante axiale F1 à AB = z,
D'autre part, le rayon d'enroulement autour de l'arbre 1 est proportionnel au déplacement axial de la joue mobile 15 qui porte la rampe rectiligne 59, c'est-à-dire est proportionnel à x.
La condition précitée s'écrit alors : z K (K constante positive) (1) x
Gomme dy = z dx y dx on a, compte tenu de (1) : ydy = K. dx x ce qui donne en intégrant :
EMI7.1
y = K' Log x (Kt constante) ' (2 )
Le profil de la rampe 41 est donc une partie du lieu des points situés à une distance constante égale au rayon des billes d'une courbe répondant à l'équation (2) ci-dessus.
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Dans ces conditions, couple moteur constant et si la vitesse motrice conserve la valeur constante retenue pour la détermination des pro ils, ,la poussée due au régulateur est égale à celle des courroies pour toutes les positions des joues mobiles, et à chaque valeur du couple moteur correspond une''valeur de la rotation, motrice pour laquelle les joues mobiles sont en équilibre, quelle que soit leur position, les deux grandeurs considérées variant dans le même sens.
Compte tenu de l'hypothèse suivant laquelle l'inertie du moteur est négligeable par rapport à celle des masses 'conduites, on vérifie alors que l'équilibre des joues mobiles, supposées dans une position quelconque, est stable lorsque les valeurs du couple moteur et de la rotation motrice se correspondent.
Si en effet, le couple moteur demeurant constant, on écarte les joues 15 et 17 des joues 14 et 16, le rapport de transmission diminue, et, la vitesse de l'arbre mené demeurant constante (car la .masse conduite est importante), la vitesse motrice augmente immédiatement. Par suite, l'action des billes sur la rampe 39 devient prépondérante et repousse les joues 15 et 17 jusqu'à leur position initiale, ce qui rend à la vitesse motrice sa valeur primitive,
On en déduit que, dans la marche à couple moteur constant, la vitesse motrice est maintenue constante, indépendamment de la position des joues mobiles, c'est-à-dire quelles que soient les fluctuations de la vitesse de l'arbre conduit.
Ce résultat est atteint pour chaque valeur du couple moteur; les modifications du rapport de transmission sont donc automatiques à tous les régimes.
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'En ce qui concerne la marche freinée par le moteur, on constate que le mécanisme passe automatiquement au rapport de transmission maximum. En effet, le brin tendu des cour- roies devient le brin d'entrée pour les poulies centrées sur l'urbre 5. Néanmoins on peut, par une action manuelle ou mécanique sur le bras 27, amener le système dans le rapport désiré et l'y maintenir, afin de réaliser un freinage plus efficace.
Il faut encore considérér, dans la marche propulsée, que les brins tendus des courroies n'exercent sur les joues mobiles centrées sur l'arbre 5 qu'une poussée latérale faible, puisqu'ils s'y présentent en brins de sortie; en conséquence, le dispositif d'attelage, dont le mouvement est commandé par les actions antagonistes appliquées à la joue mobile 15, n'a qu'une résistance. relativement faible vaincre pour provoquer la translation des joues mobiles 21 et 23.
Dans la variante de la fig. 4, le dispositif d'attelage est supprimé, et son action sur les joues 21 et 23 est produite par un ressort hélicoïdal 35, travaillant à la compression, et disposé entre la joue 21 et une bague 51 calée sur.l'arbre 5.
Cette substitution n'a pas d'influence sur la forme générale des rampes du régulateur, la poussée du brin tendu des courroies sur la joue mobile 15 restant proportïonnelle au couple moteur et à l'inverse du rayon d'enroulement autour de l'arbre 1.
Cependant, l'un des bras 27 et 28, de préférence le bras 28, peut subsister pour commahder les joues mobiles adjacentes, afin de provoquer un freinage efficace par le moteur, comme 'il a été expliqué ci-dessus.
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Le mécanisme représenté aux fig. 5 et 6 comprend un dispositif analogue à celui qui vient d'être décrit, combiné avec un système différentiel.
L'arbre menant 1 est ici en prise par le pignon dent'.) 7 avec la couronne dentée 50 du planétaire 2 d'un différentiel centré sur l'arbre mené 3, lequel est soli- daire du porte-satellites 4. Ce dernier est muni à ses extrémités de deux pignons coniques 8 montés sur des roulements 9, et qui engrènent avec les dentures coniques du planétaire 2 et du second planétaire 6. Celui-ci est claveté sur un arbre auxiliaire 5, coaxial à l'arbre 3 et qui peut tourner librement grâce à un roulement 10.
Le planétaire 6 est entraîné à partir de l'arbre 1 par l'intermédiaire d'un variateur de vitesse automa- tique identique , à celui des fig. 1 et 2. Une butée escamotable 33 permet en outre'de limiter les déplace- ments angulaires des bras 27 et 28.
Le fonctionnement cinématique du mécanisme est le suivant:
L'arbre menant étant animé d'une rotation motrice dans le sens de la flèche f, l'arbre mené 3 tourne à la vitesse angulaire du porte-satellites 4, dont le mouvement est conditionné par les rotations en sens in- verses des planétaires 2 et 6 entrainés par l'arbre 1, le premier directement grâce.au pignon 7, le second par l'in- termédiaire du variateur de vitesse.
Si le rapport de transmission du variateur de vitesse est égal au rapport des rayons des pignons 7 et 50, les vi- tesses angulaires des planétaires 2 et 6 sont égales et de signes contraires : l'arbre mené 3 est immobile, le système est au point mort ,
Si le planétaire 6 tourne plus vite que le planétaire 2,
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l'arbre 3 se trouve entraîné dans le même sens que l'arbre 1; l'inverse de produit dans le cas contraire. Le rapport de trans- mission du variateur définit donc le mode de fonctionnement de l'ensemble du mécanisne.
Dans la marche directe-, la variation dudit rapport de transmission est assurée automatiquement par le régulateur à action centrifuge. Toutefois,la butée 33 limite cette variation à la valeur correspondant au point mort (position 0).
Si on désire passer en marche inverse, il suffit, après avoir éclipsé la butée 33, d'amener par un moyen manuel ou mécanique, le bras 27 au delà de la position 0 (position I). quant au fonctionnement dynamique du système dans le cas de la marche directe, ainsi qu'il a été expliqué au sujet du variateur seul, la joue mobile 15, dont la position détermine le rapport de transmission final du mécanisme,est soumise aux deux mêmes actions antagonistes.
D'une manière analogue, les joues mobiles subissent une poussée résultante dans le même sens que la poussée exercée sur la joue mobile 17 par le brin tendu 34 de la courroie 32, et qui tend à diminuer le rayon d'enroulement autour de l'arbre 1.
Or, il est évident (et on peut d'ailleurs le démontrer mathématiquement) que la tension des courroies à couple moteur constant, et par suite la poussée résultante qu'elles exercent sur la joue 15, varient en raison inverse de l'excès du rayon d'enroulement autour de l'arbre 1 sur la valeur de ce rayon correspondant au point mort. Les profils 39 et 41 doivent donc répondre, entre le rayon limite
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considéré et le rayon d'enroulement Maximum, à une loi de variation de l'action des billes identique à celle concernant le variateur seul. Pal suite, le même profil que celui vise par la fige 3 peut être adopté pour les rampes 39 et 41.
-lais, comme le montre lu fig. 7, on n'utilise de 'préférence qu'une région 44 de la courbe théorique d'équilibre pour le tracé du profil 41. Cette région est limitée vers l'arbre 1 en un point 46 où. sa tangente 45 fait, aveccet arbre, un angle légèrement inférieur à un angle droit, et par suite un angle faible avec la rampe 39.
Le profil 41 est constitué au delà du point 46 par cette même tangente 45.
Cette disposition permet d'éviter que la composante axiale F1 de la force centrifuge F dépasse une certaine limite pour les très petits rapports de transmission.
En effet, lorsque la bille 37 se rapproche de l'arbre 1, en glissant sur la partie courbe 44 de la rampe 41, la composante ? 1 croît jusqu'à un maximum atteint quand le point de contact de la bille est en 46. Quand ce point de contact 43 vient dans la région 45, la composante F 1 décroît proportionnellement au rayon de giration du centre de la bille. De ce fait une limite est également imposée à la tension des courroies lorsque le rapport de transmission devient très petit.
Comme les dispositifs précédents, le présent mécanisme assure un rapport de transmission automatique- meut variable, fonction à la fois de la vitesse de l'ar- bre conduit et du couple moteur, la vitesse motrice étant de plus maintenue constante à couple moteur co ns tan t .
Dans la variante de la fig. 8, analogue à celle
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de la fig. 4, le dispositif d'attelage est remplace par un ressort 55 travaillant à la compression et disposé entre le planétaire 6 et la joue mobile 21. Ce ressort s'oppose à la poussée des courroies 31 et 32 sur les joues mobiles 21 et 25.
On peut néanmoins conserver avantageusement l'un des bras tels que 28 pour commander les joues mobiles adjacentes et provoquer la marche arrière ou un freinage efficace par le moteur.
Le mécanisme conforme à l'invention rend le véhicule qui en est muni capable de performances remarquables, principalement sur parcours accidentés, puisqu'il est possible de cheminer constamment à la puissance maximum. Ce mécanisme permet aussi des reprises très énergiques après un trajet effectué à couple moteur réduit, puisque,par construction, la puissance maximum peut être retrouvée instantanément.
Il est bien évident que l'invention n'est pas limitée aux formes d'exécution décrites et qu'on peut apporter à celles-ci toutes variantes de détail. En particulier, le nombre des poulies peut être quelconque.
Le dispositif d'attelage peut être remplacé par tout autre dispositif équivalent. De même, les profils des rampes peuvent être différents de ceux représentés,par exemple être symétriques, pourvu qu'ils fournissent, compte tenu de l'action des billes, une réaction qui équilibre la poussée des courroies. D'autre part, des différentiels de toute espèce (par exemple du type épicycloïdal) peuvent être adoptes. Enfin, les situations respectives des arbres menant, mené et auxiliaire par rapport aux éléments du différentiel peuvent être permutées.,
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The present invention relates to a transmission mechanism comprising a speed variator using movable flange pulleys and trapezoidal belts, the automatic operation of which is ensured by a centrifugal action regulator.
The mechanism which is the subject of the invention is applicable in particular to the transmission of relatively low powers, such as those used in motorcycles and similar vehicles.
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The mechanism according to the invention, which comprises in combination a speed variator consisting of a set of pulleys with movable cheeks connected by trapezoidal belts and carried by two parallel shafts, and a centrifugal action regulator mounted on one of these shafts, is characterized in that, at engine torque and at given driving rotation, the axial thrust exerted by the regulator on the movable cheeks of the pulleys is constantly equal and opposed to the axial thrust resulting from the belts on these cheeks, the stable balance between these antagonistic thrusts being carried out for all positions of the movable cheeks.
: In an advantageous embodiment of the invention, the aforementioned mechanism can also comprise a differential system, the driving shaft and the driven shaft being respectively connected to two of the three elements of the differential, while one of these two elements as well as the third element of the differential are respectively connected to the two shafts of the variator itself.
In all cases, the invention makes it possible to make each value of the motor torque correspond to a determined value of the motor angular speed.
At constant engine torque, the transmission ratio changes automatically according to the speed of the driven shaft to keep the speed of the driving shaft constant.
If the engine torque varies, the mechanism according to the invention still ensures the automatic change of the ratio, the driving speed varying as the square root of the engine torque.
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It is thus possible to obtain maximum power in all circumstances.
Other features of the invention will be demonstrated in the description below.
In the accompanying drawings, given by way of non-limiting examples: @
Fig 1 is an elevational view of a first embodiment according to the invention.
Fig 2 is a section along II-II of FIG. 1.
Fig. 5 is an explanatory diagram.
The: fig. 4 is a partial axial section relating to a variant,
Fig. 5 is an elevational view with cutaway of another embodiment.
Fig. 6 is an axial section along VI-VI of fig 5.
Fig. 7 is an explanatory diagram
La'fig. 8 shows, in partial axial section, a variant.
Referring to figs 1 and 2, we see at 1 the driving shaft and at 5 the driven shaft, between which is mounted the actual speed variator which comprises on each shaft a pair of pulleys with movable cheeks connected. from one tree to another by trapezoidal belts,
More precisely, the pulley cheeks 14 and
16 are wedged on the shaft 1. The cheeks 15 and 17 joined together by the rods 11 are integral with a sleeve 12 and can thus slide on the shaft 1, but not rotate relative to the latter.
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A similar arrangement is adopted for the pulleys mounted on the shaft 5. However, the fixed cheeks 22 and 24 correspond to the movable cheeks.
15 and 17. Conversely, the movable cheeks 21 and 23, secured by the rods 13, correspond to the fixed cheeks 14 and 16.
The cheeks 14, 15 and 21, 22 are connected by a trapezoidal belt 31, while the cheeks 16,
17 and `` 2.3, 24 are by a belt 32.
In addition, the movable cheeks 15 and 17 are -linked in axial translation to the movable cheeks 21 and 23, thanks to a coupling device. This device comprises two equal arms 27 and 28 articulated around the fixed axes 36 and 48; the arm 27 carries at its free end an ankle 29 which engages in a fork 30 provided at the end of the arm 28.
The connection between the arms 27, 28 and the sleeves 12 and 18 (the latter integral with the rods 15) is produced by the interposition of bearings 19 and 25, the outer ring of which carries lugs 20 and 26 which can slide in openings 49 suitable for the arms 27 and 28. -To understand that the transverse displacements of the movable cheeks of the pulleys on each shaft always have the same amplitude, and that the winding radii of the belts 31 and 32 vary by an amount equal, but in reverse.
As more the fork 30 is housed inclined with respect to the direction of the arm 28, if, in the extreme position of the arms 27 and 28 shown, the ankle 29 is strictly on the center line
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of the arm 28, it is the same by reason of symmetry in the other extreme position. Liais when the arms have reached their middle position, i.e. the midline of the arm 28 coincides with the straight line 36-48, due to the bias position of the fork 30, the arm 27 then makes a very small angle with the line 36-48. This offset has the effect of tightening the pulley cheeks very slightly on shaft 1.
Consequently, in the middle position of the system, the slight fluttering of the belts is compensated for due to the fact that the distance covered is shorter when the winding radii are equal on the two shafts, than when they are maximum on the one and minimum on the other.
The centrifugal action regulator provided in accordance with the invention is, in the example described, mounted on the driving shaft 1. It consists essentially of heavy balls 37 bearing on ramps 39 and 41 carried by the outer faces of the bars. cheeks 15 and 16.
These balls are radially mobile and guided in their movements by partitions 38. The ramps 39 and 41 have particular profiles which will be described later.
The operation is as follows:
The movable cheek 15, the position of which determines the transmission ratio of the mechanism, is subjected to two antagonistic actions: on the one hand, the resultant lateral thrusts of the belts 31, 32 on the movable cheeks 15,17, 21, 23;
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- on the other hand the resultant of the lateral thrusts on the cheek 15 of the balls 37 which are subjected to the centrifugal force F (Fig.3).
Regarding the first action, it must be taken into account that in a V-belt transmission the lateral thrust exerted on a movable pulley cheek by the tensioned end of the belt is greater when this strand is presented as the input strand. rather than as an outlet. This is particularly the case when the power transmitted is low and the adhesion of the belts is sufficient to allow low tensions to be allowed for the soft strands.
The shafts 1 to 5 rotating in the direction f, it follows that the movable cheeks 17 and 23 of the same train of pulleys, which are linked in axial translation by the coupling device, undergo a resulting thrust in the same direction that the thrust exerted on the movable cheek 17 by the taut strand 34 which is presented as the input strand on the pulley 16-17 and as the exit strand for the pulley 23-24,
As the tension of the considered strand is proportional to the engine torque, and, at constant engine torque, inversely proportional to the radius of winding around the shaft 1, it is the same for the resulting thrust exerted by the belts on movable cheek 15.
According to an important feature of the invention, provision is made to give the ramps 39 and 41 profiles such that, at a given motor torque and at given motor rotation, the axial component of the centrifugal action of the balls 37 on the cheek 15 always remains
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equal to the resulting thrust of the straps, whatever the position of the cheek considered.
In other words, it is ensured that, at constant driving rotation, the aforementioned axial component varies as the inverse of the radius of winding around the shaft 1.
In the embodiment described, the ramp 39 has a straight profile perpendicular to the shaft 1, while the ramp 41 has a concave shape.
The profile of ramp 41 can be determined by calculation (fig.S):
Let x and y be the coordinates of the center 42 of a ball 37, Ox being the axis of shaft 1; the centrifugal force F to which each ball 37 is subjected is proportional to y and its axial component F1 to AB = z,
On the other hand, the radius of winding around the shaft 1 is proportional to the axial displacement of the movable cheek 15 which carries the rectilinear ramp 59, that is to say is proportional to x.
The aforementioned condition is then written: z K (K positive constant) (1) x
Gum dy = z dx y dx we have, taking into account (1): ydy = K. dx x which gives by integrating:
EMI7.1
y = K 'Log x (Kt constant)' (2)
The profile of the ramp 41 is therefore a part of the locus of the points situated at a constant distance equal to the radius of the balls of a curve corresponding to equation (2) above.
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Under these conditions, constant engine torque and if the engine speed maintains the constant value retained for determining the pro les, the thrust due to the regulator is equal to that of the belts for all the positions of the moving cheeks, and at each torque value. motor corresponds to a '' value of the motor rotation for which the mobile cheeks are in equilibrium, whatever their position, the two considered quantities varying in the same direction.
Taking into account the assumption according to which the inertia of the engine is negligible compared to that of the masses' driven, it is then verified that the balance of the movable cheeks, assumed in any position, is stable when the values of the engine torque and of the driving rotation correspond.
If in fact, the engine torque remaining constant, the cheeks 15 and 17 are moved away from the cheeks 14 and 16, the transmission ratio decreases, and, the speed of the driven shaft remaining constant (because the driven mass is important), driving speed increases immediately. Consequently, the action of the balls on the ramp 39 becomes predominant and pushes the cheeks 15 and 17 back to their initial position, which returns the driving speed to its original value,
It is deduced therefrom that, in operation at constant motor torque, the driving speed is kept constant, independently of the position of the movable cheeks, that is to say whatever the fluctuations in the speed of the driven shaft.
This result is achieved for each value of the engine torque; changes in the transmission ratio are therefore automatic at all engine speeds.
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'With regard to the speed braked by the engine, it can be seen that the mechanism automatically switches to the maximum transmission ratio. In fact, the stretched end of the belts becomes the input strand for the pulleys centered on the urbra 5. However, it is possible, by manual or mechanical action on the arm 27, to bring the system into the desired ratio and 'keep it there, in order to achieve more efficient braking.
It is also necessary to consider, in propelled walking, that the stretched strands of the belts exert on the movable cheeks centered on the shaft 5 only a low lateral thrust, since they appear there as output strands; consequently, the coupling device, the movement of which is controlled by the opposing actions applied to the movable cheek 15, has only one resistance. relatively weak to overcome to cause the translation of the movable cheeks 21 and 23.
In the variant of FIG. 4, the coupling device is removed, and its action on the cheeks 21 and 23 is produced by a helical spring 35, working in compression, and disposed between the cheek 21 and a ring 51 wedged on the shaft 5.
This substitution has no influence on the general shape of the regulator ramps, the thrust of the stretched end of the belts on the movable cheek 15 remaining proportional to the engine torque and to the reverse of the radius of winding around the shaft. 1.
However, one of the arms 27 and 28, preferably the arm 28, can remain to control the adjacent movable cheeks, in order to cause effective braking by the motor, as has been explained above.
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The mechanism shown in Figs. 5 and 6 comprises a device similar to that which has just been described, combined with a differential system.
The driving shaft 1 is here engaged by the pinion tooth '.) 7 with the ring gear 50 of the sun gear 2 of a differential centered on the driven shaft 3, which is integral with the planet carrier 4. The latter is provided at its ends with two bevel gears 8 mounted on bearings 9, and which mesh with the bevel teeth of the sun gear 2 and of the second sun gear 6. The latter is keyed on an auxiliary shaft 5, coaxial with the shaft 3 and which can rotate freely thanks to a bearing 10.
The sun gear 6 is driven from the shaft 1 by means of an automatic speed variator identical to that of FIGS. 1 and 2. A retractable stop 33 furthermore makes it possible to limit the angular displacements of the arms 27 and 28.
The kinematic operation of the mechanism is as follows:
The driving shaft being driven by a driving rotation in the direction of arrow f, the driven shaft 3 rotates at the angular speed of the planet carrier 4, the movement of which is conditioned by the rotations in opposite directions of the planets. 2 and 6 driven by shaft 1, the first directly thanks to pinion 7, the second via the speed variator.
If the speed variator transmission ratio is equal to the ratio of the radii of pinions 7 and 50, the angular speeds of planetary gear 2 and 6 are equal and of opposite signs: the driven shaft 3 is stationary, the system is at neutral point,
If sun gear 6 rotates faster than sun gear 2,
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the shaft 3 is driven in the same direction as the shaft 1; the reverse of product otherwise. The drive transmission ratio therefore defines the operating mode of the entire mechanism.
In direct operation, the variation of said transmission ratio is ensured automatically by the centrifugal action regulator. However, the stop 33 limits this variation to the value corresponding to the neutral point (position 0).
If one wishes to switch to reverse, it suffices, after having eclipsed the stop 33, to bring, by manual or mechanical means, the arm 27 beyond position 0 (position I). as to the dynamic operation of the system in the case of direct travel, as has been explained with regard to the variator alone, the movable cheek 15, whose position determines the final transmission ratio of the mechanism, is subjected to the same two actions antagonists.
In a similar manner, the movable cheeks undergo a resulting thrust in the same direction as the thrust exerted on the movable cheek 17 by the taut strand 34 of the belt 32, and which tends to reduce the radius of winding around the tree 1.
Now, it is obvious (and we can moreover demonstrate it mathematically) that the tension of the belts at constant engine torque, and consequently the resulting thrust which they exert on the cheek 15, vary inversely with the excess of winding radius around shaft 1 on the value of this radius corresponding to the dead center. Profiles 39 and 41 must therefore meet, between the limit radius
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considered and the Maximum winding radius, to a law of variation of the action of the balls identical to that concerning the variator alone. Pal further, the same profile as that targeted by fig 3 can be adopted for ramps 39 and 41.
-lays, as shown in fig. 7, preferably only a region 44 of the theoretical equilibrium curve is used for the plotting of the profile 41. This region is limited towards the shaft 1 at a point 46 where. its tangent 45 makes, with this shaft, an angle slightly less than a right angle, and consequently a small angle with the ramp 39.
Profile 41 is formed beyond point 46 by this same tangent 45.
This arrangement makes it possible to prevent the axial component F1 of the centrifugal force F from exceeding a certain limit for very small transmission ratios.
Indeed, when the ball 37 approaches the shaft 1, by sliding on the curved part 44 of the ramp 41, the component? 1 increases to a maximum reached when the point of contact of the ball is at 46. When this point of contact 43 comes into region 45, the component F 1 decreases proportionally to the radius of gyration of the center of the ball. Therefore, a limit is also imposed on the tension of the belts when the transmission ratio becomes very small.
Like the previous devices, the present mechanism provides an automatic transmission-variable gear ratio, a function of both the speed of the driven shaft and the engine torque, the driving speed being moreover kept constant at engine torque. tan t.
In the variant of FIG. 8, similar to that
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of fig. 4, the coupling device is replaced by a spring 55 working in compression and arranged between the sun gear 6 and the movable cheek 21. This spring opposes the thrust of the belts 31 and 32 on the movable cheeks 21 and 25.
One can nevertheless advantageously keep one of the arms such as 28 to control the adjacent movable cheeks and cause reverse gear or effective braking by the motor.
The mechanism according to the invention makes the vehicle fitted with it capable of remarkable performance, mainly on uneven routes, since it is possible to travel constantly at maximum power. This mechanism also allows very energetic pick-ups after a journey made with reduced engine torque, since, by construction, maximum power can be instantly recovered.
It is obvious that the invention is not limited to the embodiments described and that all variants of detail can be provided to them. In particular, the number of pulleys can be any.
The coupling device may be replaced by any other equivalent device. Likewise, the profiles of the ramps may be different from those shown, for example be symmetrical, provided that they provide, given the action of the balls, a reaction which balances the thrust of the belts. On the other hand, differentials of any kind (for example of the epicyclic type) can be adopted. Finally, the respective situations of the driving, driven and auxiliary shafts with respect to the elements of the differential can be swapped.