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La présente invention se rapporte à une transmission hydraulique particulièrement bien adaptée aux véhicules ferroviaires comportant plusieurs arbres entraînés par un même moteur à travers des transmissions séparéeso Du fait que les diamètres des roues des différents arbres de transmission peuvent varier dans une certaine mesure, il faut que les divers arbres puissent prendre des vi- tesses différentes.
Quand les arbres sont entraînés par le même moteur, mais à travers différentes transmissions, on doit ménager une certaine possibilité de patinage dans la liaison cinématique entre le moteur et l'arbre ou roue afin de limiter le couple maximum transmis et de répartir le couple d'entraînement entre les divers arbreso
Un dispositif de transmission particulièrement avantageux qui per- met des accélérations rapides et souples dans les véhicules ferroviaires est la transmission hydraulique qui, au moyen de dispositifs connus, peut produire un couple de démarrage très puissant et avec laquelle le passage des vitesses s'ef- fectue de façon très douee, sans à-coups.
Toutefois, afin d'énonomiser du carburant, il peut être avantageux d'établir un accouplement mécanique direct entre la pompe et la turbine du con- vertisseur de couple quand le rapport des vitesses entre lesdits organes devient tellement élevé que le convertisseur ne permet plus d'obtenir aucune multiplica- tion de couple.
Toutefois, en prise directe, la possibilité de patinage qui existait dans la chaîne cinématique grâce au convertisseur de couple hydraulique, se trou- ve supprimée. C'est la raison pour laquelle il convient d'introduire un organe supplémentaire dans la transmission pour assurer, même en prise directe, le pa- tinage nécessaire pour limiter le couple maximum à une valeur déterminée.
La solution de ce problème est fournie par la présente invention qui consiste à munir la transmission d'un accouplement hydrostatique en série avec le convertisseur de couple hydraulique et son embrayage direct. L'accouplement hy- drostatique, outre qu'il permet à la transmission de patiner au besoin, amortit les vibrations à tous les régimes.
Un accouplement hydrostatique se compose d'un ou de plusieurs orga- nes formés en pompes qui, lorsque le couple d'entrée ne dépasse pas le couple maximum transmissible, ne pompent qu'une quantité de fluide correspondant aux pertes par fuites. Dans ces conditions, les deux organes de l'accouplement tour- nent à des vitesses presque égales. Par contre, lorsque le couple d'entrée est supérieur au couple maximum transmissible, les pompes envoient le fluide à tra- vers des soupapes chargées à une pression déterminée, ce qui fait que l'organe mené de l'accouplement tourne plus lentement que l'organe menant de celui-ci.
L'adjonction d'un tel accouplement hydrostatique a encore d'autres avantageso C'est ainsi, par exemple, qu'il égalise les pointes de force qui autrement se propageraient à travers toute la transmission. Ceci permet de ré- duire les dimensions de l'embrayage de prise directe et de le calculer simple- ment comme un l'embrayage de maintien", ce qui autorise à diminuer le diamètre des disques de friction et, par conséquent, de diminuer également les pertes de ventilation en transmission hydraulique. De plus, le danger de surcharger les arbres de transmission, et de voir ceux-ci se rompre, se trouve diminué. On évite aussi une surcharge éventuelle de la chaîne cinématique entre le moteur et la transmission.
Par rapport aux convertisseurs de couple hydraulique connus, le dispositif objet de l'invention présente l'avantage que les pièces qui sont so- lidaires en rotation de l'arbre du moteur sont considérablement réduites du fait que l'enveloppe rotative du convertisseur de couple ne fait plus partie de ces pièces, ce qui simplifie le problème du passage de la vitesse critique du moteur.
De plus, l'accouplement hydrostatique sert d'amortisseur de vibrations à cette vitesse critique,
Toutefois, un accouplement hydrostatique destiné aux véhicules fer-
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roviaires doit être conçu spécialement pour les régimes élevés auxquels il a affaire, comparativement aux transmissions de bateau qui étaient jusqu'à présent le domaine de prédilection de ces accouplements, où ils faisaient fonction d'a- mortisseurs de vibrations entre les moteurs Diesel et l'arbre d'hélice.
Une transmission hydraulique conforme à la présente invention com- prend un convertisseur hydraulique de couple comportant, dans une chambre de tra- vail, un circuit fermé ayant un certain nombre de couronnes d'aubes disposées sur des organes de pompe, de réaction et de turbine et un accouplement direct entre les organes de pompe et de turbine, et en série avec eux, un accouplement hydrostatique.
Conformément à l'invention, l'accouplement hydrostatique communique en outre librement avec la chambre de travail du convertisseur de couple, ce qui fait que l'accouplement est constamment rempli de fluide provenant du convertis- seur hydraulique.
Pour obtenir un mode de réalisation compact, la pompe du convertis- seur de couple est fixée à un carter rempli de fluide dans lequel tournent un certain nombre de pignons satellites. Ces pignons sont logés dans des niches creusées dans le carter et forment des pompes à engrenages qui refoulent le flui- de remplissant le carter dans des chambres de compression séparées. Le fonction- nement desdites pompes à engrenages tient à ce que l'un des pignons qui les com- posent engrène avec une roue fixée sur l'arbre primaire.
Les deux pignons qui font partie de chaque pompe ont, soit les mêmes dimensions et sont montés à des distances radiales différentes de l'arbre de transmission, la différence entre les rayons étant du même ordre que la hauteur des dents, soit montés à des distances radiales égales de l'arbre de transmis- sion en ayant des dimensions différentes, la différence de rayon étant du même ordre que la hauteur d'une dent. De cette façon, l'action de la force centrifu- ge est approximativement la même sur les deux pignons,
Chaque pompe à engrenages est en outre pourvue d'une chambre de compression disposée radialement à l'extérieur de la pompe et qui a une grande étendue périphérique de manière que la résultante de la pression hydraulique agissant sur chaque pignon de pompe soit dirigée approximativement contre la force centrifuge agissant sur le pignon.
En donnant aux engrenages des pompes les dimensions mentionnées ci-dessus et en les montant aux distances radiales spécifiées, la différence entre la force centrifuge et la pression hydraulique est égale sur les deux engrenages de pompe et la pression sur les paliers est donc aussi égale.
En vue de fixer le couple maximum transmissible par l'accouplement, chaque pompe comporte une soupape insérée dans un conduit reliant son aspiration à son refoulement. On peut munir cette soupape d'un ressort sollicitant le ola- pet à s'appliquer contre son siège. Afin de synchroniser au maximum la marche de ces pompes, on peut régler chacun de ces ressorts séparément.
On peut donner différentes caractéristiques au présent accouplement en réalisant ladite ou lesdites soupapes de différentes manières. C'est ainsi que, si on monte le clapet de manière qu'il doive se déplacer radialement vers l'extérieur pour s'appliquer sur son siège, la force du ressort de soupape et la force centrifuge s'additionnent et l'on obtient un accouplement capable de trans- mettre un couple plus élevé aux grandes vitesses qu'aux faibles vitesses, ce qui peut être particulièrement avantageux dans le cas où les moyens actionnant la transmission ont une vitesse critique inférieure devant être transmise pen- dant l'actionnement. Dans ce mode de réalisation, il est possible de supprimer les ressorts, la soupape étant commandée uniquement par la force centrifuge.
Par contre, lorsque le clapet doit se déplacer radialement vers l'intérieur pour s'appliquer sur son siège, la force centrifuge se retranche de la force du ressort de soupape, ce qui donne un accouplement qui peut transmettre
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un couple plus fort aux bas régimes qu'aux régimes élevés et la puissance trans- mise peut être maintenue approximativement constanteo
En jouant sur la rigidité du ressort de soupape et sur la masse du clapet, on peut donner à la courbe caractéristique de l'accouplement la pente voulueo
Quand le couple maximum à transmettre doit être maintenu constant à toutes les vitesses, le clapet devra être monté de manière à ne se déplacer que parallèlement à l'arbre, ce qui neutralise l'effet de la force centrifuge sur le- dit clapet.
Dans les pompes à engrenage, la plus grande partie des fuites se produisent entre les faces planes des pignons et les surfaces de l'enveloppe ou du carter au contact avec elles. Suivant une caractéristique particulière de la présente invention, chaque pompe à engrenage est garnie de plaques d'étanchéité appliquées axialement contre les pignons. La pression d'application peut être obtenue soit en faisant agir du fluide sous pression provenant du refoulement de la pompe, au moyen d'un conduit sur les faces des plaques d'étanchéité tournées vers l'extérieur, soit en appliquant des ressorts contre les faces des plaques d'étanchéité qui sont tournées à l'opposé de la pompe. On peut parfois utiliser une combinaison de ces deux moyens.
Pour permettre le fonctionnement dans les deux sens, et notamment de pouvoir profiter du frein moteur dans les deux sens de marche de la transmission, par l'intermédiaire de l'accouplement hydrostatique, certaines des pompes à engre- nage sont montées de manière à débiter du fluide dans leurs chambres de compres- sion, quand la roue dentée montée sur l'arbre primaire tourne dans un certain sens par rapport au carter rempli de fluide, tandis que les autres pompes à engrenage sont montées pour refouler du fluide dans leurs chambres de compression lorsque ladite roue dentée tourne en sens opposé par rapport audit carter.
Pour simplifier les problèmes d'étanchéité et d'usure des paliers, il est avantageux de monter les axes des pignons de pompe d'une manière fixe sur, le carter et de monter les pignons de pompe à rotation sur ces axes, de préfé- rence au moyen de roulements à aiguilles.
D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront de la description ci-après, avec référence aux dessins annexés. Dans ces des- sins : - la figure 1 est une coupe longitudinale d'une transmission hydrau- lique conforme à l'invention, suivant la ligne I-I de la figure 3; - la figure 2 est une coupe de la même transmission suivant la ligne 2-2 de la figure 3; - la figure 3 est une coupe de la transmission suivant la ligne 3-3 de la figure 1; - la figure 4 est un diagramme montrant la relation entre le couple maximum et la vitesse dans la variante de la figure 1; - la figure 5 montre une variante d'un détail de la réalisation de la figure 3 ; - la figure 6 est un diagramme montrant la relation entre le couple maximum et la vitesse dans la variante de la figure 5;
- la figure 7 montre une autre modification du même détail représen- té en figure 5; - la figure 8 est un diagramme montrant l'influence du couple maxi- mum sur la vitesse dans la transmission de la figure 7 ; - la figure 9 montre une modification d'un détail de la transmission
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de la figure 1 ; - la figure 10 est un diagramme montrant l'influence du couple ma- ximum sur la vitesse dans le mode de réalisation de la figure 9; - la figure 11 est une coupe d'une autre variante de réalisation de l'invention; - la figure 12 montre un autre mode d'exécution d'un autre détail de la transmission de la figure 1.
Dans la description ci-après, on a utilisé pour désigner des pièces semblables, les mêmes références que dans la demande de brevet du même jour, au nom de la demanderesse, pour "Accouplement hydrostatique", déposée sous le n 451. 254.
L'arbre 10, entraîné par un moteur, est solidarisé en rotation à un arbre primaire 14 au moyen d'un plateau 12 permettant un léger déplacement axial ainsi qu'une légère excentricité. Une roue d'engrenage 16 est fixée à l'arbre primaire. Cette roue d'engrenage est montée à l'intérieur d'un carter 18 rempli de fluide, dont l'une des parois d'extrémité 20 comporte un tourillon 22 sur lequel tourne l'arbre 14, tandis que son autre paroi d'extrémité 24 s'applique de façon étanche contre l'arbre 140
Dans le carter 18, un certain nombre de niches 26 sont ménagées ra- dialement à l'extérieur de la roue dentée 16, Dans chaque niche, deux pignons 28, 30 sont montés à rotation sur des roulements à aiguilles 32 enfilées sur des arbres 36, 38 montés sur le carterL'un de ces pignons,
notamment le pignon 28 engrène avec la roue 16, formant engrenage planétaire, tandis que les autres pignons forment des satellites, et que le carter constitue un porte-satellites.
Les pignons 28, 30 logés dans la même niche 26 ont les mêmes dimen- sions et sont mcmtés à des distances radiales différentes de l'arbre de trans- mission, la différence étant du même ordre que la profondeur des dents d'engre- nage. Ces pignons tournent dans le sens des flèches 40, 42 (figure 3) et forment une pompe à engrenage qui prend du fluide dans la chambre centrale 44 du carter 18 et le refoule dans une-grande chambre de compression périphérique 46 aménagée radialement à l'extérieur de la pompe. Des deux côtés de la pompe, sont dispo- sées des plaques d'étanchéité 48, 50 s'appliquant axialement contre les pignons 28 sous la pression du fluide traversant un canal 52 partant de la chambre de compression 46 pour aboutir du côté des plaques d'étanchéité 48, 50 opposé à la pompe.
Entre la' chambre de compression 46 et la chambre centrale 44 est disposé un conduit de circulation 54 comportant une soupape composée d'un siège réglable radialement 56, d'un clapet 58 et d'un ressort 60 sollicitant le siège radialement vers l'extérieur, contre le siège de la soupape.
La chambre centrale 44 communique librement au moyen de conduits 62, 64 avec la chambre de travail 66 d'un convertisseur de couple hydraulique.
Cette communication assure un remplissage permanent du carter 18 car du fluide est amené, en continu, au convertisseur par une pompe, à partir d'un réservoir.
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La convertisseur de couple peut être d'un type connu. Il comprend une enveloppe rotative 68 solidaire du carter 18. Dans cette enveloppe 68 est fixée une couronne d'aubes 70. L'enveloppe renferme, en outre, deux couronnes d'aubages de turbine 72 et 74 et une couronne d'aubes de réaction 76 logée entre les précédentes.
Les couronnes d'aubes de turbine 72, 74 sont disposées sur un dis- que de turbine 78 solidaire en rotation d'un arbre 80 qui peut également consti- tuer l'arbre mené de la transmission. La couronne d'aubes de réaction est re- liée, de la même façon, à un arbre de réaction 84 au moyen d'un disque de réac- tion 820 Cet arbre est soumis à un couple antagoniste, par le fait qu'il est soit
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maintenu immobile, soit accouplé à l'arbre 80 de la turbine par un train d'en- grenage qui l'obliqe à tourner avec une vitesse qui est fonction de celle de l'arbre de la turbine.
Le carter 18 présente, du côté tourné vers le convertisseur de cou- ple, une cavité en forme de cloche. Dans cette cavité est monté un embrayage direct conçu sous la forme d'un embrayage à disque à commande hydrauliqueo Un piston hydraulique 88 se déplace dans cette cavité sous l'action d'un fluide sous pression qui afflue à travers un canal 88 percé dans l'arbre 80 de la tur- bine et par des canaux 90 percés dans un tourillon central 92. En se déplaçant, ce piston 86 comprime un certain nombre de disques d'embrayage 94, 96 et les presse contre une surface d'appui 98 prévue sur l'enveloppe rotative du conver- tisseur de couple. Les disques d'embrayage 94, 96 sont séparés en deux groupes, dont l'un est solidaire en rotation du carter 18, et l'autre est solidaire d'un moyen 100 lui-même solidaire de l'arbre de turbine 80.
Le débrayage de la prise directe s'obtient en supprimant la pression comprimant les disques, de sorte que le fluide sous pression contenu dans la chambre de travail 66 du convertis- seur de couple;, et qui agit sur le côté opposé du piston, libère l'embrayage.
La figure 5 représente -sous la même forme qu'en figure 3- une va- riante d'exécution de la soupape de limitation de couplée Dans cette variante, la soupape comprend un siège 102, un clapet 104 assurant d'étanchéité vers l'ex- térieur ; ce clapet est relativement lourd et comporte des nervures 106 qui le guident dans le conduit 108. Cette soupape ne comporte pas de ressort.
La figure 7 représente une autre variante de la soupape de la fi- gure 3. Dans ce casla soupape comprend un siège 110 et un clapet 112, assurant l'étanchéité vers l'intérieur et forcé contre son siège par un ressort 114.
La figure 9 montre une troisième variante de la soupape de limita- tion de couple représentée sur la figure 1. La soupape comprend ici un siège 116 et un clapet 118 se déplaçant parallèlement à l'arbre et s'appliquant de fa- çon étanche contre le siège, ce clapet étant guidé au moyen de nervures 120 dans des rainures 122 et appliqué contre le siège au moyen d'un ressort 124.
Les figures 4, 6, 8 et 10 représentent la variation de couple ma- ximum pouvant être transmis en fonction de la vitesse en utilisant les diffé- rents types de soupapes.
La figure 4 est la courbe pour une soupape conforme aux figures 1 et 3, dans laquelle la force du ressort et la force centrifuge s'additionnent, ce qui détermine un certain couple de démarrage et un 'couple qui croit constam- ment avec la vitesse.
La figure 6 est la courbe correspondant à une soupape conforme au mode de réalisation de la figure 5, dans lequel -le clapet de la soupape est m'Il par la force centrifuge seulement, ce qui donne un couple de démarrage voisin de zéro, mais dont la valeur croît sans cesse avec la vitesse.
La figure 8 illustre la courbe d'une soupape conforme au mode de réalisation de la figure 7, dans laquelle la force du ressort et la force centri- fuge sont dirigées en sens opposés, ce qui produit un couple de démarrage élevé, et un couple qui diminue constamment avec la vitesse.
La figure 10 est la caractéristique d'une soupape conforme à celle de la figure 9, dans laquelle l'influence de la force centrifuge a été supprimée et qui fournit un couple constant à toutes les vitesses.
La figure 11 représente une variante de réalisation de l'invention dans laquelle la roue dentée 16 est montée dans le carter 18 rempli d'huile. ' Dans le carter 18, on a ménagé un certain nombre de niches 26 situées radiale- ment vers l'extérieur par rapport à la roue 16. Dans chaque niche sont montés des pignons 126 et 128 qui coopèrent avec la roue 1,6 et avec un second pignon 130 et 132 respectivement.
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Les deux pignons de pompe 126, 130 et 128, 132 respectivement logés dams une niche 26, sont montés à la même distance radiale de l'arbre de trans- mission. Les pignons fous 130 et 132 respectivement, ont un rayon inférieur d'en- viron d'une hauteur de dent à celui des pignons 126, 128 engrenant avec la roue 16.
Les pignons 130 et 132 sont, en outre, logés de différents côtés du pignons 126, 128 avec lequel ils coopèrent, ce qui fait que l'une des pompes à engrenage 126, 130 refoule du fluide dans la chambre de compression 46 lors d'un certain sens relatif de rotation entre la roue 16 et le carter 18, tandis que l'autre pompe à engrenage 128, 132 débite du fluide dans la chambre de com- pression 46, lors d'une rotation relative dans le sens opposé entre la roue den- tée 16 et le carter 18. De cette façon, l'accouplement est utilisable dans les deux sens, ce qui est particulièrement avantageux dans les transmissions pour véhicules, car il en résulte la possibilité d'utiliser le moteur comme frein.
La figure 12 représente une variante dans laquelle les plaques d'étanchéité axiales 48 et 50 dont appliquées contre les pignons 28, 30 par des ressorts 134, 136 au lieu d'être plaqués par la pression d'huile.
Il va de soi que les modes de réalisation décrits ne sont que des exemples, nullement limitatifs auxquels de nombreuses modifications peuvent être apportées sans sortir pour autant du cadre de l'invention. C'est ainsi, par exemple, qu'on peut imaginer d'autres combinaisons de pompes à engrenage, compre- nant des pignons de mêmes dimensions à différentes distances radiales de l'arbre de transmission dams un accouplement où différentes pompes opèrent dans des sens différents, ainsi que des pignons de pompe de différentes dimensions à la'même distance radiale de l'arbre de transmission dans un accouplement où toutes les pompes travaillent dans le même sens.
REVENDICATIONS.
1. Transmission hydraulique pourvue d'un convertisseur de couple hydraulique qui comprend, dams une chambre de travail, un circuit fermé ayant un certain nombre de couronnes d'aubes montées sur des organes de pompe, de réaction et de turbine, et un accouplement mécanique direct entre la pompe et la turbine, ladite transmission étant caractérisée en ce qu'un accouplement hydrostatique est monté en série avec le convertisseur de couple.
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The present invention relates to a hydraulic transmission which is particularly well suited to railway vehicles comprising several shafts driven by the same engine through separate transmissions. Since the diameters of the wheels of the different transmission shafts can vary to a certain extent, it is necessary that the various trees can take on different speeds.
When the shafts are driven by the same engine, but through different transmissions, a certain possibility of slippage must be allowed in the kinematic connection between the engine and the shaft or wheel in order to limit the maximum torque transmitted and to distribute the torque d 'training between the various trees
A particularly advantageous transmission device which allows rapid and smooth acceleration in rail vehicles is the hydraulic transmission which, by means of known devices, can produce a very powerful starting torque and with which the gear change is effected. done in a very talented way, smoothly.
However, in order to save fuel, it may be advantageous to establish a direct mechanical coupling between the pump and the turbine of the torque converter when the speed ratio between said members becomes so high that the converter no longer allows 'obtain no torque multiplication.
However, in direct drive, the possibility of slipping which existed in the kinematic chain thanks to the hydraulic torque converter, is eliminated. This is why it is advisable to introduce an additional member in the transmission to ensure, even in direct drive, the slip necessary to limit the maximum torque to a determined value.
The solution to this problem is provided by the present invention which consists in providing the transmission with a hydrostatic coupling in series with the hydraulic torque converter and its direct clutch. The hydrostatic coupling, in addition to allowing the transmission to slip when needed, dampens vibrations at all speeds.
A hydrostatic coupling consists of one or more pump-formed organs which, when the input torque does not exceed the maximum transmissible torque, only pump an amount of fluid corresponding to the leakage losses. Under these conditions, the two parts of the coupling rotate at almost equal speeds. On the other hand, when the input torque is greater than the maximum transmissible torque, the pumps send the fluid through charged valves at a determined pressure, which causes the driven member of the coupling to turn slower than the 'leading organ of it.
The addition of such a hydrostatic coupling has yet other advantages. This is how, for example, it equalizes peaks of force which would otherwise propagate throughout the transmission. This makes it possible to reduce the dimensions of the lockup clutch and to calculate it simply as a holding clutch ", which allows the diameter of the friction discs to be reduced and therefore also to be reduced. ventilation losses in hydraulic transmission. In addition, the danger of overloading the transmission shafts and of having them break is reduced. A possible overloading of the kinematic chain between the engine and the transmission is also avoided.
Compared to known hydraulic torque converters, the device which is the subject of the invention has the advantage that the parts which are integral in rotation with the motor shaft are considerably reduced due to the fact that the rotating casing of the torque converter is no longer one of these parts, which simplifies the problem of changing the critical engine speed.
In addition, the hydrostatic coupling serves as a vibration damper at this critical speed,
However, a hydrostatic coupling intended for closed vehicles
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roviaries must be specially designed for the high revs they are dealing with, compared to the boat transmissions which were heretofore the preferred field of these couplings, where they acted as vibration dampers between the diesel engines and the engine. propeller shaft.
A hydraulic transmission according to the present invention comprises a hydraulic torque converter comprising, in a working chamber, a closed circuit having a number of vane rings arranged on pump, reaction and turbine members. and a direct coupling between the pump and turbine members, and in series with them, a hydrostatic coupling.
According to the invention, the hydrostatic coupling furthermore communicates freely with the working chamber of the torque converter, so that the coupling is constantly filled with fluid from the hydraulic converter.
For a compact embodiment, the torque converter pump is attached to a fluid-filled housing in which a number of planet gears rotate. These pinions are housed in niches in the housing and form gear pumps which deliver the fluid filling the housing into separate compression chambers. The operation of said gear pumps is that one of the pinions which compose them meshes with a wheel fixed on the input shaft.
The two pinions which are part of each pump have either the same dimensions and are mounted at different radial distances from the transmission shaft, the difference between the spokes being of the same order as the height of the teeth, or mounted at different distances equal radials of the transmission shaft having different dimensions, the difference in radius being of the same order as the height of a tooth. In this way, the action of the centrifugal force is approximately the same on the two pinions,
Each gear pump is further provided with a compression chamber disposed radially outside the pump and which has a large peripheral extent so that the resultant of the hydraulic pressure acting on each pump pinion is directed approximately against the shaft. centrifugal force acting on the pinion.
By giving the pump gears the dimensions mentioned above and mounting them to the specified radial distances, the difference between centrifugal force and hydraulic pressure is equal on both pump gears and therefore the pressure on the bearings is also equal.
In order to fix the maximum torque transmissible by the coupling, each pump has a valve inserted in a duct connecting its suction to its discharge. This valve can be fitted with a spring urging the ola- pet to rest against its seat. In order to synchronize the operation of these pumps as much as possible, each of these springs can be adjusted separately.
Different characteristics can be given to the present coupling by making said valve or valves in different ways. Thus, if the valve is mounted in such a way that it must move radially outwards in order to rest on its seat, the force of the valve spring and the centrifugal force are added together and one obtains a coupling capable of transmitting a higher torque at high speeds than at low speeds, which can be particularly advantageous in the case where the means operating the transmission have a lower critical speed to be transmitted during the actuation. In this embodiment, it is possible to omit the springs, the valve being controlled only by centrifugal force.
On the other hand, when the valve must move radially inward to be applied on its seat, the centrifugal force is subtracted from the force of the valve spring, which gives a coupling which can transmit
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more torque at low revs than at high revs and the power transmitted can be kept approximately constant.
By adjusting the rigidity of the valve spring and the weight of the valve, the characteristic curve of the coupling can be given the desired slope.
When the maximum torque to be transmitted must be kept constant at all speeds, the valve must be mounted so as to move only parallel to the shaft, which neutralizes the effect of centrifugal force on said valve.
In gear pumps, most of the leakage occurs between the flat faces of the pinions and the surfaces of the casing or housing in contact with them. According to a particular characteristic of the present invention, each gear pump is fitted with sealing plates applied axially against the pinions. The application pressure can be obtained either by making the pressurized fluid coming from the discharge of the pump act, by means of a conduit on the faces of the sealing plates facing outwards, or by applying springs against them. faces of the sealing plates which face away from the pump. Sometimes a combination of these two means can be used.
To allow operation in both directions, and in particular to be able to take advantage of the engine braking in both directions of transmission, by means of the hydrostatic coupling, some of the gear pumps are mounted so as to deliver fluid in their compression chambers, when the toothed wheel mounted on the input shaft rotates in a certain direction relative to the fluid-filled crankcase, while the other gear pumps are mounted to deliver fluid into their pressure chambers. compression when said toothed wheel rotates in the opposite direction relative to said housing.
To simplify the problems of sealing and wear of the bearings, it is advantageous to mount the axes of the pump gears in a fixed manner on the housing and to mount the pump gears in rotation on these axes, preferably. rence by means of needle bearings.
Other characteristics and advantages of the invention will emerge from the following description, with reference to the accompanying drawings. In these drawings: - Figure 1 is a longitudinal section of a hydraulic transmission according to the invention, along the line I-I of Figure 3; - Figure 2 is a section of the same transmission along line 2-2 of Figure 3; - Figure 3 is a section of the transmission along line 3-3 of Figure 1; FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the maximum torque and the speed in the variant of FIG. 1; - Figure 5 shows a variant of a detail of the embodiment of Figure 3; FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the maximum torque and the speed in the variant of FIG. 5;
FIG. 7 shows another modification of the same detail shown in FIG. 5; FIG. 8 is a diagram showing the influence of the maximum torque on the speed in the transmission of FIG. 7; - figure 9 shows a modification of a detail of the transmission
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of Figure 1; FIG. 10 is a diagram showing the influence of the maximum torque on the speed in the embodiment of FIG. 9; - Figure 11 is a sectional view of another variant embodiment of the invention; - Figure 12 shows another embodiment of another detail of the transmission of Figure 1.
In the description which follows, the same references as in the patent application of the same day, in the name of the applicant, for "Hydrostatic coupling", filed under number 451, 254, have been used to designate similar parts.
The shaft 10, driven by a motor, is secured in rotation to a primary shaft 14 by means of a plate 12 allowing a slight axial displacement as well as a slight eccentricity. A gear wheel 16 is attached to the primary shaft. This gear wheel is mounted inside a housing 18 filled with fluid, one of the end walls 20 of which has a journal 22 on which the shaft 14 rotates, while its other end wall 24 presses tightly against the shaft 140
In the housing 18, a number of niches 26 are formed radially on the outside of the toothed wheel 16, In each niche, two pinions 28, 30 are rotatably mounted on needle bearings 32 threaded on shafts 36 , 38 mounted on the housing One of these gears,
in particular the pinion 28 meshes with the wheel 16, forming a planetary gear, while the other pinions form planet wheels, and the casing constitutes a planet carrier.
The pinions 28, 30 housed in the same niche 26 have the same dimensions and are mounted at different radial distances from the transmission shaft, the difference being of the same order as the depth of the gear teeth. . These pinions rotate in the direction of arrows 40, 42 (Figure 3) and form a gear pump which takes fluid in the central chamber 44 of the housing 18 and delivers it into a large peripheral compression chamber 46 arranged radially to the exterior of the pump. On both sides of the pump, there are sealing plates 48, 50 which apply axially against the pinions 28 under the pressure of the fluid passing through a channel 52 starting from the compression chamber 46 to end on the side of the plates. sealing 48, 50 opposite to the pump.
Between the compression chamber 46 and the central chamber 44 is disposed a circulation duct 54 comprising a valve composed of a radially adjustable seat 56, a valve 58 and a spring 60 urging the seat radially outwards. , against the valve seat.
The central chamber 44 communicates freely by means of conduits 62, 64 with the working chamber 66 of a hydraulic torque converter.
This communication ensures a permanent filling of the casing 18 because fluid is supplied continuously to the converter by a pump from a reservoir.
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The torque converter can be of a known type. It comprises a rotating casing 68 integral with the casing 18. In this casing 68 is fixed a ring of blades 70. The casing also contains two rings of turbine blades 72 and 74 and a ring of reaction blades. 76 housed between the previous ones.
The crowns of turbine blades 72, 74 are arranged on a turbine disc 78 integral in rotation with a shaft 80 which can also constitute the driven shaft of the transmission. The crown of reaction vanes is connected, in the same way, to a reaction shaft 84 by means of a reaction disc 820 This shaft is subjected to an antagonistic torque, by the fact that it is is
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kept stationary, or coupled to the shaft 80 of the turbine by a gear train which obliges it to rotate at a speed which is a function of that of the shaft of the turbine.
The housing 18 has, on the side facing the torque converter, a bell-shaped cavity. In this cavity is mounted a direct clutch designed in the form of a hydraulically controlled disc clutch. A hydraulic piston 88 moves in this cavity under the action of a pressurized fluid which flows through a channel 88 pierced in the shaft 80 of the turbine and by channels 90 drilled in a central journal 92. As it moves, this piston 86 compresses a number of clutch discs 94, 96 and presses them against a bearing surface 98 provided. on the rotating casing of the torque converter. The clutch discs 94, 96 are separated into two groups, one of which is integral in rotation with the housing 18, and the other is integral with a means 100 which is itself integral with the turbine shaft 80.
The direct drive is disengaged by removing the pressure compressing the discs, so that the pressurized fluid contained in the working chamber 66 of the torque converter ;, and which acts on the opposite side of the piston, releases the clutch.
FIG. 5 represents - in the same form as in FIG. 3- an alternative embodiment of the coupled limiting valve. In this variation, the valve comprises a seat 102, a valve 104 ensuring a seal towards the end. outside; this valve is relatively heavy and has ribs 106 which guide it in the conduit 108. This valve does not have a spring.
Figure 7 shows another variant of the valve of Figure 3. In this case the valve comprises a seat 110 and a valve 112, sealing inwardly and forced against its seat by a spring 114.
Figure 9 shows a third variant of the torque limiting valve shown in Figure 1. The valve here comprises a seat 116 and a valve 118 moving parallel to the shaft and sealingly pressing against the shaft. the seat, this valve being guided by means of ribs 120 in grooves 122 and applied against the seat by means of a spring 124.
Figures 4, 6, 8 and 10 show the variation in maximum torque that can be transmitted as a function of speed using the different types of valves.
Figure 4 is the curve for a valve according to Figures 1 and 3, in which the spring force and the centrifugal force add up, which determines a certain starting torque and a torque which increases constantly with speed. .
FIG. 6 is the curve corresponding to a valve according to the embodiment of FIG. 5, in which the flap of the valve is operated by centrifugal force only, which gives a starting torque close to zero, but whose value constantly increases with speed.
FIG. 8 illustrates the curve of a valve according to the embodiment of FIG. 7, in which the spring force and the centrifugal force are directed in opposite directions, which produces a high starting torque, and a torque. which constantly decreases with speed.
Fig. 10 is the characteristic of a valve according to that of Fig. 9, in which the influence of centrifugal force has been suppressed and which provides constant torque at all speeds.
FIG. 11 represents an alternative embodiment of the invention in which the toothed wheel 16 is mounted in the casing 18 filled with oil. 'In the housing 18, a number of recesses 26 have been provided which are located radially outwardly with respect to the wheel 16. In each recess are mounted pinions 126 and 128 which cooperate with the wheel 1,6 and with a second pinion 130 and 132 respectively.
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The two pump pinions 126, 130 and 128, 132 respectively housed in a recess 26, are mounted at the same radial distance from the transmission shaft. Idler sprockets 130 and 132, respectively, have a radius of about one tooth height less than that of sprockets 126, 128 meshing with wheel 16.
The pinions 130 and 132 are further accommodated on different sides of the pinions 126, 128 with which they cooperate, so that one of the gear pumps 126, 130 pushes fluid into the compression chamber 46 during operation. a certain relative direction of rotation between impeller 16 and housing 18, while the other gear pump 128, 132 delivers fluid into the compression chamber 46, upon relative rotation in the opposite direction between the toothed wheel 16 and housing 18. In this way, the coupling can be used in both directions, which is particularly advantageous in transmissions for vehicles, since this results in the possibility of using the engine as a brake.
FIG. 12 shows a variant in which the axial sealing plates 48 and 50 are applied against the pinions 28, 30 by springs 134, 136 instead of being pressed against the oil pressure.
It goes without saying that the embodiments described are only examples, in no way limiting to which numerous modifications can be made without thereby departing from the scope of the invention. Thus, for example, one can imagine other combinations of gear pumps, comprising pinions of the same dimensions at different radial distances from the transmission shaft in a coupling where different pumps operate in different directions. different, as well as different sized pump gears at the same radial distance from the driveshaft in a coupling where all pumps work in the same direction.
CLAIMS.
1. Hydraulic transmission provided with a hydraulic torque converter which comprises, in a working chamber, a closed circuit having a number of vane rings mounted on pump, reaction and turbine members, and a mechanical coupling. direct between the pump and the turbine, said transmission being characterized in that a hydrostatic coupling is mounted in series with the torque converter.