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"PERFECTIONNEMENTS APPORTES A UN MECANISME DE TRANSMISSION"
Faisant l'objet d'une première demande de Brevet déposée aux ETATS-UNIS, le 21 avril 1930 N 446.027, au nom de Mr.
Henry FORD, dont la susdite Société est l'ayant-droit.
La présente invention est relative à un mécanisme de transmission de force motrice et son objet principal consiste à prévoir un mécanisme de transmission par pignon planétaire destiné à un moteur d'automobile habituel, et pouvant être commandé par la pédale d'embrayage et le levier des vitesses habituels.
L'invention consiste à établir un mécanisme de trans- mission planétaire dans lequel la marche arrière, la première vitesse et les vitesses intermédiaires sont obtenues au moyen de trains d'engrenages épicycliques, tandis que la troisième
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vitesse est obtenue en prise directe, indépendamment des pi- gnons épicycliques.
L'invention consiste également à établir un mécanisme de transmission par pignon planétaire permettant d'obtenir trois vitesses avant et une vitesse arrière, ces vitesses étant en- clanchées à volonté par l'actionnement de freins de transmis- sion, lesquels sont man.oeuvrés par le levier des vitesses d'une manière permettant d'empêcher la rotation de l'un ou de l'autre frein de transmission et d'obtenir ainsi les diffé- rents taux de démultiplication du dispositif de transmission.
L'invention consiste également à établir un mécanisme de transmission par pignons planétaires, dans lequel chaque paire de sabots de frein peut être serrée à volonté sur le tambour de frein correspondant, au moyen d'un ressort, les paires de sabots de frein non appliquées étant maintenues hors de contact avec le tambour , au moyen d'un mécanisme de commande actionné par le levier des vitesses. Dans les mécanismes de transmission par pignons planétaires habituels, les tambours de frein sont empêchés de tourner par le serrage d'un ruban fixe autour du tambour, àu moyen d'une pédale ou d'un. mécanisme moteur.
Dans le mécanisme de transmission perfectionné suivant l'invention, le serrage s'opère au moyen d'un ressort indivi- duel pour chaque mâchoire de frein, lequel applique constam ment. la dite mâchoire contre le tambour correspondant, les mâchoires devant rester inactives étant maintenues hors de con- tact avec le tambour, contre la pression du dit ressort, au moyen de cames actionnées par le levier des vitesses.
L'invention consiste en outre à établir un mécanisme de transmission par pignons planétaires , comportant des mâchoires de frein métalliques, agissant directement sur des tambours de frein métalliques, en vue d'empêcher la rotation de ces
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derniers. Dans ce mécanisme de transmission, les mâchoires de frein ne servent qu'à absorber les efforts d'inertie des tambours de frein, un accouplement séparé étant prévu pour absorber la friction qui se produit lorsque le moteur est attelé aux roues motrices. Les mâchoires de frein se trouvent ainsi soumises à une très faible usure, de sorte qu'elles ne nécessitent aucun réglage pendant toute la durée du véhicule.
Afin d'augmenter le coefficient de frottement entre les tam- bours et les mâchoires, ces dernières présentent intérieurement une rainure à section en V, laquelle coopère avec les bords, conformés de la même manière, des tambours de frein, de sorte que ces derniers peuvent présenter un minimum de poids et un minimum d'inertie.
Dans la plupart des mécanismes de transmission par pignons planétaires, les bandes de frein doivent absorber toute la friction produite lorsque le moteur est attelé à la charge, ce qui a pour effet de fondre ou de brûler les garnitures de ces bandes par suite d'un échauffement excessif. Dans le mé- canisme de transmission suivant l'invention, les mâchoires de frein absorbent seulement les efforts d'inertie des tambours de frein relativement légers, de sorte qu'il n'est pas néces- saire de prévoir une garniture sur ces mâchoires. L'invention prévoit un dispositif d'embrayage transmettant le couple moteur pour chaque vitesse, et dont le fonctionnement est, sur ce point, entièrement analogue à celui qui a lieu dans un mécanis- me ordinaire à pignons baladeurs et à embrayage.
Ainsi, dans le mécanisme suivant l'invention, on débraye d'abord et on actionne ensuite le levier des vitesses pour permettre à une paire de mâchoires de s'appliquer élastiquement contre le tambour de frein correspondant, ce qui a pour effet d'arrêter presque instantanément le dit tambour et d'empêcher sa rota- tion d'une manière positive. On embraye ensuite, ce qui a pour
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effet de transmettre au véhicule le couple du moteur, le dispositif d'embrayage absorbant la friction produite lors de ce changement de vitesse.
On voit que, grâce à cette dispo- sition, les mâchoires de frein sont soumises à une très faible usure et que,- le coefficient de frottement statique étant plus élevé que le coefficient de frottement dynamique ou de glissement," la pression nécessaire pour maintenir les tam- bours immobiles est moindre que celle nécessaire pour les arrêter lorsqu'ils sont entraînés par le moteur.
Les autres caractéristiques de l'invention apparaîtront au cours de la description qui suit.
Dans les dessins annexés,
Fig. 1 est une vue en coupe verticale et axia.le d'un mé- canisme de transmission perfectionné suivant l'invention et d'un moteur associé à ce mécanisme.
Fig. 2 est une vue en coupe suivant la ligne 2-2 de la Fig/ 1.
Fig. 3 est une vue en coupe suivant la ligne 3-3 de la Fig. 1.
Fig. 4 est une vue'en plan d'un détail, montrant les or- ganes pour l'actionnement à la main de l'accouplement dit "de roue libre".
Fig. 5 est une vue en coupe montrant une variante d'un accouplement de roue libre, pouvant être utilisée si on le désire.
Fig. 6 est une vue en coupe suivant la ligne 6-6 de la Fig. 5, et
Fig. 7 est une vue en plan du mécanisme de transmission montré dans la Fig. 1, le carter du levier de vitesses étant enlevé pour mieux montrer le fonctionnement du mécanisme de frein.
Dans la Fig. 1, le chiffre de référence 10 désigne géné-
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ralement un moteur monté sur un véhicule automobile. Une boite de vitesses 11, fixée de la manière habituelle à l'arrière du dit moteur, contient le mécanisme de transmission perfec- tionné suivant l'invention. Un volant de moteur 12 monté sur l'extrémité arrière d'un vilebrequin 13, est fixé à celui-ci au moyen d'un flasque 14 et de boulons 15.
La partie postérieure de la jante 12 du volant présente des dents intérieures 16 constituant un moyen d'entraînement pour une série de disques d'entraînement 17. Des disques d'em- brayage entraînés alternant avec les disques d'entraînement 17 présentent sur leur périphérie des entailles coopérant avec des dents appropriées 19 prévues sur l'extérieur d'un tambour d'embrayage 20 fixées à l'arbre d'embrayage 21 au moyen des rainures 22, cet arbre étant monté à rotation d'une manière appropriée dans le moyeu du volant 12.
Un organe de débrayage 23 monté à coulissement sur le moyeu du tambour d'embrayage 20, est disposé de manière à pouvoir se déplacer dans les deux sens longitudinaux sous l'action d'une fourche 24 commandée par une pédale de débrayage, non montrée dans les dessins, mais fonctionnant de la manière habitvelle.
La face antérieure de l'organe de débrayage 23 agit sur un flasque radial 25, qui s'étend vers l'extérieur jusqu'à proximité de la périphérie du tambour 20. Des boulons appro- priés 26 s'étendant vers l'avant depuis le flasque 25, à travers des orifices appropriés prévus dans le tambour d'em- brayage 20, sont fixés à une bague 27 disposée à l'avant du tambour d'embrayage. Un plateau de pression 28, de conformation conique, s'étend depuis la bague 27 jusqu'à proximité des dis- ques d'embrayage 18. Une bague de retenue 29 montée dans une rainure appropriée pratiquée autour de la périphérie de la denture 19, est destinée à empêcher les disques d'embrayage
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d'être repoussés au-delà du bord postérieur du tambour d'em- brayage 20.
Des ressorts d'embrayage 30 disposés autour des boulons 26, entre le tambour d'embrayage 20 et le flasque 25, agissent constamment de manière à presser les disques d'em- brayage les uns contre les autres, et d'assurer ainsi un em- brayage positif.
Il y a lieu de retenir que le couple du moteur est trans- mis par le dispositif d'embrayage décrit ci-dessus, quelle que soit la vitesse, et que lorsque ce dispositif est débrayé, les engrenages, les tambours de frein et les autres organes du mécanisme de transmission peuvent être amenés à s'arrêter.
Cette caractéristique est soulignée afin de mieux faire res- sortir la faible quantité d'énergie nécessaire pour arrêter n'importe quel tambour de frein lorsque l'embrayage est désac- couplé.
Pour la facilité, la description du mécanisme de trans- mission sera divisée en trois paragraphes, à savoir :les engre. nages épicycliques, lemécanisme de prise directe, et le mécanisme sélecteur et de commande des mâchoires de frein. Ces parties du dispositif seront décrites ci-après dans l'ordre indiqué.
L'arbre d'embrayage 21 porte un pignon central de marche arrière 31 prévu immédiatement derrière le tambour d'embrayage 20, et un pignon central de marche avant 32 monté sur l'arbre 21 immédiatement derrière le pignon de marche arrière 31. Sur le moyeu du tambour d'embrayage 20 se trouve monté à rotation un porte-pignons 33 portant trois axes 34 répartis uniformément autour du pignon 31. Trois pignons planétaires de marche ar- rière 35 sont montés à rotation sur les axes 34 au moyen de roulements à galets 36, unpignon intérieur 37 étant monté à rotation de manière à engrener avec les dentures extérieures des dits pignons planétaires.
Un flasque radial s'étend vers l'extérieur depuis le porte-pignons 33, et un tambour de frein
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de marche arrière 38, en forme de disque, est rivé à la périphérie du dit flasque. On obtient la. marche arrière en immobilisant le tambour 38 et par conséquent le porte- pignons 33, de manière que la rotation de l'arbre d'embrayage 21 transmette le couple moteur car l'intermédiaire du pignon central 31 et des pignons planétaires 35 et amène ainsi le pignon intérieur 37 à tourner dans le sens opposé à celui de l'arbre et à une vitesse réduite.
Un deuxième porte-pignons 39, solidaire d'un moyeu en forme de manchon, est monté à rotation sur la partie inter- médiaire de l'arbre 21, immédiatement derrière le mignon central 32 et est pourvu de trois axes 40 répartis uniformé- ment autour du dit pignon 32. Le bord avant de ce dernier porte-pignons est solidaire du pignon intérieur 37, de sorte qu'en marche arrière, le couple moteur est transmis depuis ce pignon intérieur par le porte-pignons 39. Un disque entraîné 41 est monté à rainures sur l'extrémité arrière du porte- pignons 39, une bague d'accouplement de roue libre 42 étant fixée rigidement à la face postérieure de ce disque, au moyen de boulons 43.
Ces mêmes boulons réunissent positivement un flasque 44 au disque entraîné 41, ce flasque étant pourvu d'un moyeu 45 monté à rotation sur un roulement à billes 46 prévu dans la partie arrière du carter des vitesses 11. Un élément 47, faisant partie d'un joint universel, est monté à rainures sur l'extrémité arrière du moyeu 45, en vue de transmettre le couple du moteur à l'essieu arrière du véhicule.
Il y a lieu de retenir que le moyeu 45, le flasque 44, la bague d'embrayage 42, la disque entraîné 41, le porte- pignons 39 et le pignon intérieur 37 sont toujours réunis positivement l'un à l'autre et tournent comme un ensemble unique. Ceci permet de transmettre avantageusement le couple
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moteur en marche arrière depuis le pignon intérieur 37 jus- qu'au joint universel 47, par l'intermédiaire des dits organes réunis.
Les pignons planétaires 48 de la première vitesse sont montés à rotation, au moyen d'une deuxième série de roulements 36, sur les axes 40 , de manière à engrener avec le pignon cen- tral 32, un pignon intérieur de première vitesse 49 étant monté de manière à engrener avec les dentures périphériques de ces pignons planétaires. Un flasque radial 50 est soli- daire du bord antérieur du pignon intérieur 49, et un tambour de frein de première vitesse 51 est rivé à ce flasque de ma- nière que le pignon intérieur 49 puisse être immobilisé à volonté, en vue d'obtenir la première vitesse. Le pignon inté- rieur 49 est solidaire d'un moyeu 52 en forme de manchon, réuni à rainures à un manchon 53 monté à rotation sur le moyeu du porte-pignons 39.
On obtient la première ou petite vitesse en immobilisant le tambour de frein 51, de manière que l'arbre 21 transmette le souple moteur par l'intermédiaire du pignon central 32 et des pignons planétaires 48, entraînant ainsi le porte-pignons 39 dans le sens de rotation de l'arbre 21, mais à une vitesse réduite. Il y a lieu de remarquer que le pignon central de première vitesse 32 est légèrement plus ;rand que le pignon central de marche arrière 31, et ceci afin d'obtenir le rapport désiré entre ces vitesses, rapport correspondant à celui des diamètres respectifs des deux pignons centraux.
En ce qui con- cerne la première vitesse, il est évident que le rapport entre la vitesse du porte-pignons 39 et celle de l'arbre entraîné 21 est inversement égal au rapport entre la vitesse du pignon intérieur 49, plus celle du pignon 32 et la vitesse du pignon 32, tandis qu'en marche arrière, le rapport entre la vitesse du
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porte-pignons 39 et celle de l'arbre 21 est inversement égal au rapport entre la vitesse du pignon intérieur 37 et celle du pignon central 31. Par conséquent, on peut obtenir :;ne de multiplication substantiellement la morne dans deux sens de ro- tation opposés, bien que les pignons d'entraînement 31-32 soient de dimensions différentes.
Un porte-picnons 54, solidaire de l'extrémité arrière du moyeu 53, est p our vu de trois axes 55 supportant des pignons planétaires 56 montés à rotation sur une série de roulements à galets 36. Un pignon central 57 est solidaire de l'extrémité arrière d'un manchon 58 monté à rotation sur le moyeu. 52. Un tambour de frein de seconde vitesse 59 est rivé au Manchon 58, de sorte que lorsque ce tambour est immobilisé, il en résulte un arrêt du pignon central 57. Un pignon central 60, solidaire du bord extérieur du disque entraîné 41, s'étend vers l'avant depuis celui-ci, de manière à engrener avec les dentures périphériques des pignons planétaires 56.
La deuxième vitesse est obtenue au moyen du pignon central 32, lequel a tendance à entraîner en rotation et dans le même sens le porte-pignons 39 et le pignon intérieur 49, le tambour dé frein 51 restant libre. Etant donné que le porte-pignons 39 et le pignon intérieur 60 fonttous les deux partie de l'en- semble entraîné, et que le porte-pignons 54 est réuni au pi- gnon intérieur 49, il en résulte que ces derniers porte- pignons et le pignon intérieur 60 auront tendance à être entrainés avec le pignon 32.
Toutefois, lorsque le tambour de frein 59 est maintenu stationnaire, et étant donné le pi- gnon central immobilisé 57, il s'établit entre le porte-pignons 54 et le pignon intérieur 60, un rapport de vitesse tel que dans le cas présent, le pignon intérieur se trouvera forcé de
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tourner à une vitesse 30% supérieure à celle du porte-pignons 54. Ces vitesses de rotation relatives sont transmises du pignon intérieur 60 au porte-pignons 39 et du porte-pignons 54 au pignon intérieur 49, de sorte que lorsque le tambour 59 est immobilisé, le porte-pignons 39 doit tourner 1,30 tour pour chaque tour du pignon intérieur 49. Ce rapport de vitesses sera peut-être mieux exprimé en disant que pendant un tour du porte-pignons 39, le pignon intérieur 49 fera 0,77 tour dans le même sens.
La deuxième vitesse est donc obtenue au moyen du pignon 32, lequel fait tourner le porte-pignons 39 pa.r rapport au pignon intérieur 49, suivant le rapport de la première vites- se. Toutefois, pour chaque tour exécuté par le porte-pignons 39, par rapport au pignon intérieur 49, l'ensemble avance d'une distance angulaire supplémentaire de 0,77 tour, étant donnée la, rotation du pignon intérieur 49. Cette rotation supplémen- taire de l'ensemble porte la vitesse du porte-pignons 39 à la valeur requise pour obtenir la deuxième vitesse.
Il résulte de ce qui précède que lorsque le tambour 38 est immobilisé, le pignon intérieur 37 est entraîné à une faible vitesse et en sens opposé, de manière à entraîner le véhicule en marche arrière. Pendant ce temps, les autres tambours de frein peuvent tourner librement, de manière à ne pas gêner le fonctionnement de l'ensemble. Lorsque le tambour de frein 51 est immobilisé, le porte-pignons 39 est entraîné à une faible vitesse dans le sens de l'avancement, de manière à ob- tenir la première vitesse avant. De même, lorsque le tambour de frein 59 est immobilisé, le porte-pignons 39 est entraîné à une vitesse intermédiaire dans le sens de l'avancement, de manière à obtenir la seconde vitesse ou vitesse intermédiaire.
Il y a lieu de remarquer que le porte-pignons 39 constitue l'organe à entraîner pour chacvne de ces vitesses et qu'il est réuni en permanence à l'organe 47 du joint universel, en
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vue d'entrainer le véhicule.
Il était d'usage, dans des mécanismes de transmission par pignons planétaires, de prévoir un accouplement à friction entre deux des organes animés de mouvements de rotation rela- tifs, de sorte que le mécanisme de transmission est amené à tourner comme un ensemble unique de manière à entraîner le véhicule en prise directe. La présente invention oermet d'évi- ter cette méthode d'obtention de la. prise directe. D'autre part, l'invention établit un dispositif estimé nouveau et destiné à réunir directement l'arbre d'embrayage à l'or- Cane entraîné 45, indépendamment des pignons, lorsqu'on désire obtenir la prise directe.
Parmi les nombreux avantages résul- tant de l'emploi du dispositif suivant l'invention, il y a lieu de noter le fait que les pignons de la, transmission sont li- bres, aucun effort n'étant exercé sur les dentures et oue l'ac- tionnement du dispositif n'exige qu'une partie de l'énergie musculaire que nécessite d'habitude la, commande d'un accouple- ment permettant d'obtenir la prise directe.
Grâce au dispositif suivant l'invention, l'arbre entraîné peut tourner, en prise directe, à plus grande vitesse que le moteur, d'où il résulte une économie de carburant, une moindre usure du moteur et la suppression du freinage par le moteur, ce qui a pour effet de faciliter la conduite du véhicule.
L'accouplement de prise directe, tel que montré dans les Figs. 1 et 3, est constitué par un tambour 61 monté à rainures sur l'arbre d'embrayage 21, immédiatement derrière le -porte-pignons 39. Un assemblage de roulements à 'oilles 62, est prévu entre le disque entraîné 41 et le dit tambour, afin d'assurer aux dits organes la stabilité nécessaire. Comme mon- tré dans la Fig. 3, l'invention prévoit six ménagements 63, de forme arquée, pratiqués dans la face intérieure de la bague d'accouplement 42, des rouleaux 64 étant disposés dans chaque
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ménagement, entre la bague 42 et le tambour 61.
Les dimen- sions de ces rouleaux sont telles que lorsque ces rouleau:!: re- posent au centre des dits dégagements, le tambour 61 peut tourner librement sans être gêné par le rouleau. L'invention prévoit des moyens pour déplacer tous les rouleaux simulta- nément par rapport à la bague d'accouplement 42, de manière que ces rouleaux puissent être forcés vers le bas par les. parties de conformation conique des dits dégagements, pour être amenés en contact avec le tambour 61 et d'accoupler ce tambour d'une manière analogue à celle d'vn accouplement de roue libre.
Comme montré dans la Fig. 4, le moyeu 45 du flasque 44 présente une série de rainures hélicoïdales 65, un manchon 66 pourvu de rainures correspondantes étant monté de manière à. pouvoir coulisser sur les dites raînures dans les deux sens longitudinaux. Grâce à cette disposition, le manchon 60, tout en se déplaçant longitudinalement, sera amené à se déplacer angulairement par rapport au moyeu 45.
Le manchon 66 est pourvu d'une série d'oreilles 67 dans lesquelles sont fixés des bou- lons 68 s'étendant vers l'avant et montés à coulissement dans un porte-rouleaux 69 , de telle manière que la rotation du man- chon 66 provoque en même temps la rotation du dit porte-rouleaux, Ce dernier est constitué par une bague disposée entre le tam- boure 61 et la. bague d'accouplement 42, et est pourvu d'une série de rainures dans lesquelles les rouleaux 64 peuvent tour- ner librement. A proximité de chaque rouleau 64, on prévoit un évidement 70 dans lequel un ressort 71 et une bille 72 se trouvent montés à coulissement de manière à appliquer élasti- quement chaque rouleau contre une face de la rainure respective du porte-rouleaux.
Ces différents organes sont disposés de telle manière que le déplacement longitudinal du manchon 66 oblige le porte--
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rouleaux 69 de tourner par rapport à la bague d'accouplement 42, ce qui permet aux rouleaux d'accoupler le tambour 61, de manière que ce dernier puisse entraîner la bague d'accouple- ment 42, en formant avec celle-ci un ensemble rigide. Un ressort hélicoïdal 73 disposé autour de la partie arrière du manchon 66, maintient toujours ce dernier dans la position né- cessaire pour assurer la prise directe.
Le manchon 66 présente un collier d'accouplement 74, avec lequel coopère une fourche 75 montée à pivotement en 76 dans le carter de vitesses, en vue de déplacer le manchon 66 longitudinalement et à la main, de manière à faire tourner le porte-rouleaux 69 par rapport à la bague d'accouplement 42 et à amener ce porte-rouleaux dans la position inactive, clans laquelle l'accouplement de prise directe est déconnecté. L'invention prévoit également des moyens pour maintenir la fourche d'accouplement 75 dans sa position inactive, lorsque le mécanisme de transmission occupe une position correspondant au point neutre, à la. marche arriè- re, à la première ou à la seconde vitesse.
Il résulte de ce qui précède que chaque fois que l'arbre entraîné a tendance à tourner à plus grande vitesse que le mo- teur, les rouleaux 64 seront placés automatiquement dans leur position libre, de manière à permettre au moteur de ralentir indépendamment du véhicule.
Les Figs. 5 et 6 montrent une variante dans laquelle une bande hélicoïdale est disposée entre l'élément d'entraînement et l'élément entraîné, laquelle variante de construction peut éventuellement être utilisée pour obtenir la prise directe.
Pour simplifier la description, les organes faisant partie de cette dernière variante et remplissant les mêmes fonctions que les organes correspondants montrés dans la Fig. 1, portent les mêmes chiffres de référence que ces derniers. Un arbre d'accouplement 21 est fixé au tambour 61 et entraîne celui-ci.
Un pignon intérieur 60 est également fixé à une bague d'accou-
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plement 42 solidaire de l'élément entraîné ou manchon 45. Tout corme dans le mode d'exécution préféré, il s'agit ici d'accou- pler le tambour 61 à la bague d'accouplement 42 lorsqu'on désire obtenir la prise directe.
Une bande hélicoïdale 77 prévue dans une chambre formée à l'intérieur de la bague d'accouplement 42 et du tambour de frein 61, est ancrée par son extrémité avant dans un orifice approprié pratiqué dans le tambour 61. La périphérie de la bande 77 est travaillée de manière que celle-ci puisse tourner librement et dans n'importe quel sens, à, l'intérieur de la bague d'accouplement 42. Toutefois, comme il est connu dans le freinage par bande de friction, si l'extrémité libre d'une telle bande rencontre une faible résistance, la friction ainsi produite se transmet à travers les spires successives d.e la bande, de manière à augmenter le diamètre de celle-ci, et à l'amener en contact étroit avec la bague d'accouplement, en vue de réunir posivitement ces deux organes par friction.
La Fig. 6 représente les moyens pour caler l'extrémité libre de la bande 77 par rapport à la bague d'accouplement 42 en vue d'amorcer la mise sous tension de la bande, de manière à verrouiller la bague d'accouplement 42 au tambour 41, dans le but d'obtenir la prise directe. Ces moyens consistent en un manchon 79 présentant deux dégagements arqués 80 et monté à, coulissement sur des rainures hélicoïdales appropriées pra- tiquées sur la périphérie de labague d'accouplement 42.
Tout comme dans le mode de construction précédent, une fourche d'accouplement 75 montée à pivotement en 76 dans le carter des vitesses,. est prévue dans le but de produire les déplacements longitudinaux du manchon 79 contre l'action d'un ressort de rappel 73. Deux rouleaux 81 sont montés dans des rainures 82 pratiquées dans la partie arrière de la bague d'accouplement 4? de telle manière que la rotation du. manchon 79 par rapport à
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cette bague aura pour effet d'amener les rouleaux 81 en con- tact étroit avec les extrémités libres de la bande 77, en vue d'amorcer la mise sous tension de la bande, laquelle a pour effet de verrouiller cette dernière au tambour 61.
Il résulte de ce qui précède que si, à un moment quelconque, l'arbre en- traîné 45 a tendance à tourner plus vite que l'arbre d'entraî- nement 21, l'action de serrage de la bande 77 cessera, de ma- nière que les dits organes pourront tourner librement et indé- pendamment les uns des autres.
Le mécanisme qui va être décrit dans la suite est relatif au mécanisme de commande et sélecteur des mâchoires de frein.
On prévoit deux mâchoires de frein 115 pour chacun des tambours 38, 51 et 59. Les oxtrémités contigües de ces mâchoires sont pourvues de deux rouleaux espacés 83 fixés aux dites mâchoires au moyen de pivots 84. Deux arbres à cames 85, montés à pivo- tement de manière à s'étendre horizontalement sur chaque côté du mécanisme de transmission, entre les extrémités contigues des mâchoires, sont amenés à osciller directement au moyen du mécanisme de changement de vitesse à leviers, lequel sera décrit plus loin. Les carnes 86 prévues sur chaque arbre à cames sont disposées entre les rouleaux 83, de sorte qu'en faisant osciller ces arbres, on écarte les mâchoires du tambour.
Il est bien connu que l'effort nécessaire pour le serrage des freins sous tension ne présente qu'une fraction de l'effort né- cessaire pour actionner des freins non soumis à une tension.
Chacun des tambours de frein ayant un sens de rotation natu- rel, on prévoit de simples moyens pour le serrage des mâchoi- res, cette disposition permettant de tirer avantage de la mise sous tension des mâchoires.
La Fig. 2 montre les moyens pour le serrage des mâchoires sur le tambour de la première vitesse, les mâchoires pour le tambour de la seconde vitesse et celui de la marche arrière,
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étant commandes de la même manière. Toutefois , le tambour de la marche arrière ayant un sens de rotation naturel opposé à celui des tambours de la première vitesse et de la marche arriè- re, les ressorts de serrage et les dispositifs d'ancrage de ce tambour sont disposés sur des côtés opposés, pour obtenir la même traction de mise sous tension.
Deux ressorts de serrage de freins 87 sont disposés entre le carter des vitesses et les extrémités sous tension des mâ- choires 115, de telle manière que lorsque les cames 86 sont amenées dans leur position d'actionnement, les ressorts 87 serrent les extrémités sous tension des dites mâchoires contre les tambours de frein. L'invention prévoit des moyens pour an- crer l'extrémité opposée, ou exempte de tension, de chaque mâchoire, en un point adjacent au tambour le frein correspon- dant, de sorte que la pression du ressort doit uniquement être appliquée aux extrémités attaquées des dites mâchoires.
Chaque mâchoire 115 est pourvue d'un levier coudé 88 monté à pivotementen 89 dans le carter des vitesses et dont une extrémité est en contact avec une came d'ancrage 90 pré- vue entre les cames 86. L'autre extrémité de ce levier coudé porte contre la partie médiane du pivot 84, de manière à amener l'extrémité exempte de tension de la mâchoire dans une posi- tion adjacente au tambour correspondant',' lorsque la came 90 se trouve dans sa position active. Un ressort hélicoïdal 91, re- lativement faible, est disposé de manière à agir entre le carter des vitesses et le dit levier coudé, en vue d'empêcher le ballottement des organes.
On se rend compte que lorsque les arbres à cames prévus sur chaque côté du mécanisme de transmission sont actionnés simultanément, les extrémités exemptes de tension de chacune des paires de mâchoires destinées à l'un des tambours sont amenées à serrer ce tambour, au moyen des deux leviers coudés 88, et sont maintenues dans cette position au moyen des cames
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90. En même temps, les extrémités sous tension les dites mé- choires peuvent être serrées élastiquement contre les tambours, au moyen des ressorts 87.
Dans un mécanisme de transmission de ce type, il n'est pratiquement pas nécessaire d'appliquer un effort quelconque pour commander les arbres à cames permettant le serrage des mâchoires; toutefois, lorsqu'on désire desserrer ces dernières, il est nécessaire de comprimer leurs ressorts de serrage. Si l'on devait substituer aux dispositifs d'ancrage des ressorts analogues à ceux désignés par 87, ces ressorts devraient être beaucoup plus forts que ces derniers pour pouvoir résister aux moments de torsion du tambour de frein, et il est bien entendu que ces ressorts puissants devraient être comprimés en desser- rant les mâchoires au moyen des cernes 86.
Dans le mécanisme de transmission perfectionné suivant l'invention, il suffit de comprimer les ressorts 87 et les ressorts de calage 91 relati- vement légers, de telle manièreque le desserrage des dites mâchoires nécessite environ un tiers de l'effort qui serait nécessaire pour commander des mâchoiresde frein du type ordi- naire, pourvues d'un ressort à chaque extraite. Un couvercle de carter de transmission 93 ferme la partie supérieure du carter des vitesses 11, un levier de vitesses 94 étant monté à pivotement, de la manière habituelle, dans le dit couvercle.
Un arbre transversal de sélecteurs 95 est monté non rotative- ment dans la partie supérieure du carter de vitesses, deux sélecteurs de mâchoire de frein étant montés à pivotement sur le dit arbre. Un sélecteur 96 destiné à commander la deuxième vitesse et la prise directe est monté à pivotement sur l'ar- bre 95 et présente un bras 97 s'étendant vers l'avant. Une fourche 96 solidaire du sélecteur 96 s'étend vers le haut pour coopérer avec l'extrémité inférieure du levier des vites- ses 94.
Un sélecteur analogue 99 destiné à commander la pre-
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mière et la deuxième vitesses , est monte de la mêmemanière sur l'arbre 95 et est pourvu d'un bras 100 s'étendait jusqu'à proximité du bras 97, ainsi que d'une fourche 101 disposée de manière à coopérer avec l'extrémité inférieure du levier des vitesses. Entre les sélecteurs 96 et 99 se trouve disposée une bride de verrouillage 102 pourvue d'une chevilla trans- versale 103 (Fig. 1) montée à coulissement dans cette bride en vue de coopérer avec des ménagements appropriés 104 prati- qués, de la manière habituelle, dans les extrémités fourchues des sélecteurs.
La manoeuvre du levier de vitesse 94 permet de déplacer chacun des sélecteurs seulement dans le cas où l'autre sélecteur se trouve dans la position neutre.
Comme montré dans la Fig. 7, les bras 97 et100 s'étendent vers l'avant et sont pourvus chacun d'une cheville de commanda 105 montée à rotation dans l'extrémité avant du bras et réunie à pivotement à des tiges 106.
Il y a lieu de remarquer que l'arbre à cames 85 commande les cames de la marche arrière et de la première vitesse, les- quelles cames sont rivées à ces arbres en 107. Les extrémités arrière de ces arbres sont pourvues de bras 108 auxquels sont réunies à pivotement les extrémités inférieures des deux tiges 106 réunies aux bras sélecteurs 100. Lorsque le bras 108 occu- pe la position montrée dans la Fig. 3, les deux paires de cames 86 maintiennent les mâchoires de la marche arrière et de la première vitesse hors d'action.
Lorsque les bras 106 sont ame- nés dans la position indiquée par le pointillé 109, les mâchoi- res de la marche arrière peuvent serrer le tambour correspon- dant à celles-ci et, de même, lorsque le levier de vitesses est amené vers l'arrière et les bras 108 placés dans la, position indiquée par le pointillé 110 , les mâchoires de la. marche arrière
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sont mises hors d'action et les mâchoires de la première vi- tesse peuvent serrer leur tambour respectif.
Des cernes 111, analogues aux cames 86 et montées à pivo- tement sur les arbres 85, sont pourvues de bras de commande 112 s'étendant parallèlement aux bras 108. Les bras 112 sont réunis aux bras sélecteurs 97 au moyen des deux tiges de comman- de 106 et fonctionnent en substance de la. même manière que les cames 86 pour permettre d'obtenir la deuxième vitesse.
Lorsque le sélecteur 96 est mû de manière à déplacer les bras 112 pour les amener en ligne avec le pointillé 112, un bras 113 s'étendant vers l'arrière depuis ce sélecteur met hors d'engagement un bras analogue 114 prévu sur la fourche d'accouplement 75, de sorte que le ressort 73 enclanche l'ac- couplement de roue libre, ce qui permet d'obtenir la prise directe. Il est bien entendu que les mâchoires de la deuxième vitesse sont maintenues écartées pendant ce temps.
La manoeuvre du mécanisme de transmission suivant l'in- vention est presque identique à celle du mécanisme de trans- mission habituelle à pignon baladeur, en ce sens qu'on débraye d'abord l'embrayage principal et que l'on déplace ensuite la levier de vitesses en vue de déclancher le jeu de mâchoires correspondant à la vitesses désirée, cette dernière manoeuvre ayant pour effet d'arrêter presque instantanément le tambour de frein correspondant à cette vitesse. On embraye ensuite et le couple moteur est désormais transmis de la manière habituel- le.
Lorsqu'on désire obtenir la vitesse suivante, on débraye à nouveau et l'on amène le levier de vitesses d'abord en arrière dans la position neutre et ensuite dans la position dans la- quelle les mâchoires en question sont serrées, après quoi on embraye de nouveau pour repartir à la nouvelle vitesse.
Parmi les nombreux avantages de la présente invention, il y a lieu de mentionner celui qui permet d'établir des trains
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d' ene;ren&3es épicycliques de construction simple pour toutes les vitesses démulitpliées, ce qui permet d'obtenir un fonc- tionnement régulier et silencieux.
En outre, le mécanisme sui- vant l'invention peut être manoeuvré entièrement par le levier de vitesse en vue de serrer et desserrer les différentes mâ- choires, De plus, grâce au fait qu'il est possible d'ancrer à voulonté l'extrémité non sous tension de n'importe quelle mâchoire, la commande de ce mécanisme exie seulement une fraction de l'énergie qui serait normalement nécessaire pour manoeuvrer un levier de vitesses ,comme décrit ci-dessus.
Un autre avantage résulte de la prévision d'un accouple- ment (le roue libre entre l'arbre entraîné et le moteur, lequel accouplement entre en action en prise directe de telle manière que lorsque le moteur ralentit, les roues motrices peuvent tourner à plus grande vitesse que celui-ci, ce qui permet d'é- conomiser du carburant, de prolonger la durée du moteur et d'augmenter le confort du. conducteur. Il y a lieu de remarquer que lorsqu'on désire freiner par le moteur dans les descentes ou analogues, on peut utiliser la seconde ou. la, première vites- se, dans lesquelles le moteur se trouve réuni positivement à. l'essieu en arrière pour les deux sens de rotation.
Un autre avantage résulte de la prévision d'un accouple- ment :le roue libre manoeuvrable à la main et pouvant être ac- couplé ou désaccouplé moyennant un effort très minime.
Certaines modifications peuvent être apportées à la dis- position, la construction et la combinaison'des diver organes du dispositif perfectionné suivant l'invention, sans se dé- partir de l'esprit de celle-ci, et les revendications qui sui- vent sont censées couvrir toutes les modifications pouvant être comprises dans le domaine de cette invention.
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"IMPROVEMENTS TO A TRANSMISSION MECHANISM"
The subject of a first patent application filed in the UNITED STATES, April 21, 1930 N 446.027, in the name of Mr.
Henry FORD, of which the above-mentioned Company is the beneficiary.
The present invention relates to a driving force transmission mechanism and its main object is to provide a planetary gear transmission mechanism intended for a conventional automobile engine, and which can be controlled by the clutch pedal and the shift lever. usual speeds.
The invention consists in establishing a planetary transmission mechanism in which the reverse gear, the first gear and the intermediate gears are obtained by means of epicyclic gear trains, while the third
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speed is obtained in direct drive, independently of the epicyclic pins.
The invention also consists in establishing a planetary gear transmission mechanism making it possible to obtain three forward speeds and one reverse speed, these speeds being engaged at will by the actuation of transmission brakes, which are actuated. by the gear lever in such a way as to prevent rotation of one or the other transmission brake and thus obtain the different gear ratios of the transmission device.
The invention also consists in establishing a planetary gear transmission mechanism, in which each pair of brake shoes can be tightened at will on the corresponding brake drum, by means of a spring, the pairs of brake shoes not applied. being kept out of contact with the drum, by means of a control mechanism actuated by the gear lever. In conventional planetary gear transmission mechanisms, the brake drums are prevented from rotating by the clamping of a fixed tape around the drum, by means of a pedal or a. motor mechanism.
In the improved transmission mechanism according to the invention, the tightening takes place by means of an individual spring for each brake shoe, which is constantly applied. said jaw against the corresponding drum, the jaws to remain inactive being kept out of contact with the drum, against the pressure of said spring, by means of cams actuated by the gear lever.
The invention further consists in establishing a planetary gear transmission mechanism, comprising metal brake shoes, acting directly on metal brake drums, in order to prevent the rotation of these.
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last. In this transmission mechanism, the brake shoes serve only to absorb the inertial forces of the brake drums, a separate coupling being provided to absorb the friction which occurs when the engine is coupled to the driving wheels. The brake shoes are thus subject to very little wear, so that they do not require any adjustment throughout the life of the vehicle.
In order to increase the coefficient of friction between the drums and the jaws, the latter have a V-shaped groove internally, which cooperates with the edges, shaped in the same way, of the brake drums, so that the latter may have a minimum of weight and a minimum of inertia.
In most planetary gear transmission mechanisms, the brake bands must absorb all the friction produced when the motor is coupled to the load, which causes the linings of these bands to melt or burn as a result of a load. excessive heating. In the transmission mechanism according to the invention, the brake shoes only absorb the inertial forces of the relatively light brake drums, so that it is not necessary to provide a lining on these shoes. The invention provides a clutch device transmitting the engine torque for each speed, and the operation of which is, on this point, entirely similar to that which takes place in an ordinary mechanism with sliding gears and clutch.
Thus, in the mechanism according to the invention, the clutch is first disengaged and the gear lever is then actuated to allow a pair of jaws to apply elastically against the corresponding brake drum, which has the effect of stopping almost instantly said drum and prevent its rotation in a positive manner. We then engage, which has for
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effect of transmitting the engine torque to the vehicle, the clutch device absorbing the friction produced during this gear change.
It can be seen that, thanks to this arrangement, the brake shoes are subjected to very little wear and that, - the coefficient of static friction being higher than the coefficient of dynamic friction or sliding, "the pressure necessary to maintain stationary drums is less than that necessary to stop them when they are being driven by the engine.
The other characteristics of the invention will become apparent from the description which follows.
In the accompanying drawings,
Fig. 1 is a view in vertical and axial section of an improved transmission mechanism according to the invention and of a motor associated with this mechanism.
Fig. 2 is a sectional view taken on line 2-2 of FIG / 1.
Fig. 3 is a sectional view taken along line 3-3 of FIG. 1.
Fig. 4 is a plan view of a detail, showing the organs for the manual actuation of the so-called "freewheel" coupling.
Fig. 5 is a sectional view showing an alternative of a freewheel coupling, which can be used if desired.
Fig. 6 is a sectional view taken along line 6-6 of FIG. 5, and
Fig. 7 is a plan view of the transmission mechanism shown in FIG. 1, with the gear lever housing removed to better show the operation of the brake mechanism.
In Fig. 1, reference numeral 10 generally designates
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Rally an engine mounted on a motor vehicle. A gearbox 11, fixed in the usual manner to the rear of said engine, contains the improved transmission mechanism according to the invention. A flywheel 12 mounted on the rear end of a crankshaft 13, is fixed to the latter by means of a flange 14 and bolts 15.
The rear part of the rim 12 of the flywheel has internal teeth 16 constituting a drive means for a series of drive disks 17. Driven clutch disks alternating with the drive disks 17 present on their periphery. notches cooperating with suitable teeth 19 provided on the outside of a clutch drum 20 fixed to the clutch shaft 21 by means of the grooves 22, this shaft being rotatably mounted in a suitable manner in the hub steering wheel 12.
A clutch member 23 slidably mounted on the hub of the clutch drum 20, is arranged so as to be able to move in both longitudinal directions under the action of a fork 24 controlled by a clutch pedal, not shown in the designs, but operating in the usual way.
The front face of the disengaging member 23 acts on a radial flange 25, which extends outwardly to near the periphery of the drum 20. Suitable bolts 26 extending forwardly from. the flange 25, through suitable holes provided in the clutch drum 20, are fixed to a ring 27 disposed in front of the clutch drum. A conically shaped pressure plate 28 extends from the ring 27 to the proximity of the clutch discs 18. A retaining ring 29 mounted in a suitable groove formed around the periphery of the teeth 19, is intended to prevent clutch discs
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to be pushed back beyond the rear edge of the clutch drum 20.
Clutch springs 30 disposed around the bolts 26, between the clutch drum 20 and the flange 25, act constantly to press the clutch discs against each other, and thus ensure a proper engagement. - positive clutch.
It should be remembered that the engine torque is transmitted by the clutch device described above, whatever the speed, and that when this device is disengaged, the gears, the brake drums and the others parts of the transmission mechanism may be caused to stop.
This feature is emphasized to better bring out the small amount of energy required to stop any brake drum when the clutch is disengaged.
For convenience, the description of the transmission mechanism will be divided into three paragraphs, namely: engres. epicyclic strokes, the direct drive mechanism, and the brake shoe selector and control mechanism. These parts of the device will be described below in the order indicated.
The clutch shaft 21 carries a central reverse gear 31 provided immediately behind the clutch drum 20, and a central forward gear 32 mounted on the shaft 21 immediately behind the reverse gear 31. On the clutch drum hub 20 is rotatably mounted a pinion carrier 33 carrying three pins 34 distributed uniformly around pinion 31. Three reverse planetary pinions 35 are rotatably mounted on pins 34 by means of ball bearings. rollers 36, an inner pinion 37 being mounted to rotate so as to mesh with the outer teeth of said planetary pinions.
A radial flange extends outwardly from the pinion carrier 33, and a brake drum
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reverse gear 38, in the form of a disc, is riveted to the periphery of said flange. We get the. reverse by immobilizing the drum 38 and consequently the pinion carrier 33, so that the rotation of the clutch shaft 21 transmits the engine torque because the intermediary of the central pinion 31 and the planetary pinions 35 and thus brings the internal pinion 37 to be turned in the opposite direction to that of the shaft and at a reduced speed.
A second pinion carrier 39, integral with a sleeve-shaped hub, is rotatably mounted on the intermediate part of the shaft 21, immediately behind the central pin 32 and is provided with three pins 40 distributed uniformly. around said pinion 32. The front edge of the latter pinion holder is integral with the inner pinion 37, so that in reverse gear, the engine torque is transmitted from this inner pinion by the pinion holder 39. A driven disc 41 is mounted with grooves on the rear end of the pinion holder 39, a freewheel coupling ring 42 being rigidly fixed to the rear face of this disc, by means of bolts 43.
These same bolts positively join a flange 44 to the driven disc 41, this flange being provided with a hub 45 rotatably mounted on a ball bearing 46 provided in the rear part of the gear housing 11. An element 47, forming part of a universal joint, is mounted with grooves on the rear end of the hub 45, in order to transmit the torque from the engine to the rear axle of the vehicle.
It should be remembered that the hub 45, the flange 44, the clutch ring 42, the driven disc 41, the pinion carrier 39 and the inner pinion 37 are always united positively to each other and rotate as a single whole. This allows the torque to be transmitted advantageously
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the engine in reverse from the internal pinion 37 to the universal joint 47, by means of said joined members.
The planetary gears 48 of the first gear are mounted for rotation, by means of a second series of bearings 36, on the pins 40, so as to mesh with the central gear 32, an internal gear of first gear 49 being mounted. so as to mesh with the peripheral teeth of these planetary gears. A radial flange 50 is integral with the leading edge of the inner gear 49, and a first speed brake drum 51 is riveted to this flange so that the inner gear 49 can be immobilized at will, in order to obtain the first gear. The internal pinion 49 is integral with a hub 52 in the form of a sleeve, joined in grooves to a sleeve 53 rotatably mounted on the hub of the pinion carrier 39.
The first or low speed is obtained by immobilizing the brake drum 51, so that the shaft 21 transmits the flexible motor via the central pinion 32 and the planetary pinions 48, thus driving the pinion carrier 39 in the direction of rotation of the shaft 21, but at a reduced speed. It should be noted that the central gear of first gear 32 is slightly more; rand than the central gear of reverse gear 31, and this in order to obtain the desired ratio between these speeds, a ratio corresponding to that of the respective diameters of the two central gears.
As regards the first speed, it is evident that the ratio between the speed of the pinion carrier 39 and that of the driven shaft 21 is inversely equal to the ratio between the speed of the inner pinion 49, plus that of the pinion 32 and the speed of pinion 32, while in reverse the ratio between the speed of
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pinion carrier 39 and that of the shaft 21 is inversely equal to the ratio between the speed of the inner pinion 37 and that of the central pinion 31. Consequently, one can obtain:; no substantial multiplication of the hill in two directions of rotation. opposite position, although the drive gears 31-32 are of different dimensions.
A picnon holder 54, integral with the rear end of the hub 53, is seen from three axes 55 supporting planetary gears 56 rotatably mounted on a series of roller bearings 36. A central gear 57 is integral with the rear end of a sleeve 58 rotatably mounted on the hub. 52. A second speed brake drum 59 is riveted to the sleeve 58, so that when this drum is immobilized, the result is a stop of the central pinion 57. A central pinion 60, integral with the outer edge of the driven disc 41, s 'extends forwards therefrom, so as to mesh with the peripheral teeth of the planetary gears 56.
The second speed is obtained by means of the central pinion 32, which tends to drive in rotation and in the same direction the pinion holder 39 and the inner pinion 49, the brake drum 51 remaining free. Since the pinion carrier 39 and the inner pinion 60 are both parts of the driven assembly, and the pinion carrier 54 is joined to the inner pinion 49, it follows that these latter pinion carriers and the inner gear 60 will tend to be driven with the gear 32.
However, when the brake drum 59 is kept stationary, and given the immobilized central pinion 57, a speed ratio is established between the pinion carrier 54 and the inner pinion 60, as in the present case, the inner gear will be forced to
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rotate at a speed 30% greater than that of the pinion carrier 54. These relative rotational speeds are transmitted from the inner pinion 60 to the pinion carrier 39 and from the pinion carrier 54 to the inner pinion 49, so that when the drum 59 is immobilized, the sprocket carrier 39 must turn 1.30 turns for each revolution of the inner gear 49. This gear ratio will perhaps be best expressed by saying that during one revolution of the sprocket carrier 39, the inner gear 49 will make 0, 77 turn in the same direction.
The second speed is therefore obtained by means of the pinion 32, which causes the pinion carrier 39 to rotate relative to the internal pinion 49, according to the ratio of the first speed. However, for each revolution executed by the pinion carrier 39, relative to the inner pinion 49, the assembly advances an additional angular distance of 0.77 turns, given the rotation of the inner pinion 49. This additional rotation silencing the assembly brings the speed of the pinion carrier 39 to the value required to obtain the second speed.
It follows from the above that when the drum 38 is immobilized, the inner gear 37 is driven at low speed and in the opposite direction, so as to drive the vehicle in reverse. During this time, the other brake drums can rotate freely, so as not to interfere with the operation of the assembly. When the brake drum 51 is immobilized, the pinion carrier 39 is driven at a low speed in the direction of travel, so as to obtain the first forward speed. Likewise, when the brake drum 59 is immobilized, the pinion carrier 39 is driven at an intermediate speed in the direction of travel, so as to obtain the second speed or intermediate speed.
It should be noted that the pinion carrier 39 constitutes the member to be driven for each of these speeds and that it is permanently joined to the member 47 of the universal joint, in
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view of driving the vehicle.
It was customary, in planetary gear transmission mechanisms, to provide a friction coupling between two of the members having relative rotational movements, so that the transmission mechanism is caused to rotate as a single assembly of so as to drive the vehicle in direct drive. The present invention obviates this method of obtaining the. direct plug. On the other hand, the invention establishes a device considered novel and intended to directly join the clutch shaft to the driven member 45, independently of the pinions, when it is desired to obtain direct drive.
Among the many advantages resulting from the use of the device according to the invention, it should be noted that the gears of the transmission are free, no force being exerted on the teeth and so on. Actuation of the device requires only a portion of the muscle energy that is usually required by controlling a coupling to achieve direct engagement.
Thanks to the device according to the invention, the driven shaft can rotate, in direct drive, at higher speed than the engine, resulting in fuel economy, less engine wear and the elimination of braking by the engine. , which has the effect of making it easier to drive the vehicle.
The direct drive coupling, as shown in Figs. 1 and 3, is constituted by a drum 61 mounted in grooves on the clutch shaft 21, immediately behind the pinion holder 39. An assembly of eye bearings 62, is provided between the driven disc 41 and said. drum, in order to ensure the necessary stability of said components. As shown in FIG. 3, the invention provides six arrangements 63, of arcuate shape, made in the inner face of the coupling ring 42, rollers 64 being arranged in each
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carefully, between the ring 42 and the drum 61.
The dimensions of these rollers are such that when these rollers:!: Rest in the center of said clearances, the drum 61 can rotate freely without being hampered by the roller. The invention provides means for moving all the rollers simultaneously with respect to the coupling ring 42, so that these rollers can be forced downwardly by them. conically shaped portions of said clearances, to be brought into contact with the drum 61 and to couple this drum in a manner similar to that of a freewheel coupling.
As shown in Fig. 4, the hub 45 of the flange 44 has a series of helical grooves 65, a sleeve 66 provided with corresponding grooves being mounted so as to. be able to slide on said grooves in both longitudinal directions. Thanks to this arrangement, the sleeve 60, while moving longitudinally, will be caused to move angularly relative to the hub 45.
The sleeve 66 is provided with a series of ears 67 in which are fixed bolts 68 extending forward and slidably mounted in a roller holder 69, so that the rotation of the sleeve 66 simultaneously causes the rotation of said roller holder. The latter is constituted by a ring disposed between the drum 61 and 1a. coupling ring 42, and is provided with a series of grooves in which the rollers 64 can rotate freely. Near each roller 64 there is provided a recess 70 in which a spring 71 and a ball 72 are slidably mounted so as to resiliently apply each roller against one face of the respective groove of the roller holder.
These different organs are arranged in such a way that the longitudinal displacement of the sleeve 66 forces the door--
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rollers 69 to rotate relative to the coupling ring 42, which allows the rollers to couple the drum 61, so that the latter can drive the coupling ring 42, forming an assembly therewith rigid. A helical spring 73 disposed around the rear part of the sleeve 66, always maintains the latter in the necessary position to ensure direct engagement.
The sleeve 66 has a coupling collar 74, with which cooperates a fork 75 pivotally mounted at 76 in the gear housing, in order to move the sleeve 66 longitudinally and by hand, so as to rotate the roller holder. 69 relative to the coupling ring 42 and to bring this roller holder into the inactive position, in which the direct drive coupling is disconnected. The invention also provides means for maintaining the coupling fork 75 in its inactive position, when the transmission mechanism occupies a position corresponding to the neutral point, at the. reverse gear, at first or second gear.
It follows from the foregoing that whenever the driven shaft tends to rotate at a higher speed than the motor, the rollers 64 will automatically be placed in their free position, so as to allow the motor to slow down independently of the vehicle. .
Figs. 5 and 6 show a variant in which a helical strip is arranged between the drive element and the driven element, which construction variant can optionally be used to obtain the direct drive.
To simplify the description, the members forming part of the latter variant and fulfilling the same functions as the corresponding members shown in FIG. 1, bear the same reference numerals as the latter. A coupling shaft 21 is fixed to the drum 61 and drives the latter.
An inner gear 60 is also attached to a coupling ring.
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plement 42 integral with the driven element or sleeve 45. Just like in the preferred embodiment, this involves coupling the drum 61 to the coupling ring 42 when it is desired to obtain direct engagement. .
A helical band 77 provided in a chamber formed inside the coupling ring 42 and the brake drum 61, is anchored by its front end in a suitable hole made in the drum 61. The periphery of the band 77 is anchored by its front end. worked in such a way that it can rotate freely and in any direction inside the coupling ring 42. However, as is known in friction band braking, if the free end of such a band meets low resistance, the friction thus produced is transmitted through the successive turns of the band, so as to increase the diameter of the latter, and to bring it into close contact with the coupling ring , in order to positively unite these two organs by friction.
Fig. 6 shows the means for wedging the free end of the strip 77 relative to the coupling ring 42 in order to initiate the tensioning of the strip, so as to lock the coupling ring 42 to the drum 41, in order to obtain the direct catch. These means consist of a sleeve 79 having two arcuate recesses 80 and slidably mounted on suitable helical grooves made on the periphery of the coupling ring 42.
As in the previous embodiment, a coupling fork 75 pivotally mounted at 76 in the gear housing. is provided for the purpose of producing the longitudinal movements of the sleeve 79 against the action of a return spring 73. Two rollers 81 are mounted in grooves 82 formed in the rear part of the coupling ring 4? so that the rotation of the. sleeve 79 compared to
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this ring will have the effect of bringing the rollers 81 into close contact with the free ends of the strip 77, with a view to initiating the tensioning of the strip, which has the effect of locking the latter to the drum 61.
It follows from the foregoing that if at any time the driven shaft 45 tends to rotate faster than the drive shaft 21, the clamping action of the band 77 will cease, therefore so that said organs can rotate freely and independently of each other.
The mechanism which will be described below relates to the brake shoe control and selector mechanism.
Two brake shoes 115 are provided for each of the drums 38, 51 and 59. The adjacent oxtremities of these jaws are provided with two spaced apart rollers 83 fixed to said jaws by means of pivots 84. Two camshafts 85, mounted to pivot. However, so as to extend horizontally on each side of the transmission mechanism, between the contiguous ends of the jaws, are caused to oscillate directly by means of the lever shift mechanism, which will be described later. The cams 86 provided on each camshaft are arranged between the rollers 83, so that by oscillating these shafts, the jaws of the drum are moved apart.
It is well known that the force necessary to apply the brakes under tension presents only a fraction of the force necessary to actuate brakes not subjected to tension.
Each of the brake drums having a natural direction of rotation, simple means are provided for clamping the jaws, this arrangement making it possible to take advantage of the tensioning of the jaws.
Fig. 2 shows the means for clamping the jaws on the drum of the first speed, the jaws for the drum of the second speed and that of the reverse gear,
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being commands in the same way. However, since the reverse gear drum has a natural direction of rotation opposite to that of the first gear and reverse gear drums, the clamping springs and anchoring devices of this drum are arranged on opposite sides. , to obtain the same power-on pull.
Two brake clamping springs 87 are disposed between the gear housing and the tensioned ends of the jaws 115, so that when the cams 86 are brought into their actuating position, the springs 87 clamp the tensioned ends. said shoes against the brake drums. The invention provides means for anchoring the opposite, or tension-free, end of each jaw at a point adjacent to the drum with the corresponding brake, so that the spring pressure need only be applied to the engaged ends. said jaws.
Each jaw 115 is provided with an angled lever 88 pivotally mounted 89 in the gear housing and one end of which is in contact with an anchoring cam 90 provided between the cams 86. The other end of this angled lever door against the middle portion of pivot 84, so as to bring the tension free end of the jaw into a position adjacent to the corresponding drum, 'when cam 90 is in its active position. A relatively weak coil spring 91 is disposed so as to act between the gear housing and said elbow lever, in order to prevent sloshing of the components.
It will be appreciated that when the camshafts provided on each side of the transmission mechanism are actuated simultaneously, the tension free ends of each of the pairs of jaws intended for one of the drums are made to clamp this drum, by means of the two angled levers 88, and are held in this position by means of the cams
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90. At the same time, the tensioned ends of said jaws can be resiliently clamped against the drums, by means of the springs 87.
In a transmission mechanism of this type, it is practically not necessary to apply any force to control the camshafts allowing the clamping of the jaws; however, when it is desired to loosen the latter, it is necessary to compress their clamping springs. If one were to replace the anchoring devices with springs similar to those designated by 87, these springs would have to be much stronger than the latter in order to be able to withstand the torsional moments of the brake drum, and it is understood that these springs powerful should be compressed by loosening the jaws by means of the rings 86.
In the improved transmission mechanism according to the invention, it suffices to compress the relatively light springs 87 and the wedging springs 91, so that the loosening of said jaws requires about a third of the force which would be necessary to control. brake shoes of the ordinary type, fitted with a spring each time it is extracted. A transmission case cover 93 closes the upper part of the gear case 11, a gear lever 94 being pivotally mounted, in the usual manner, in said cover.
A cross selector shaft 95 is non-rotatably mounted in the upper portion of the gear housing, two brake shoe selectors being pivotally mounted on said shaft. A selector 96 for controlling second speed and direct drive is pivotally mounted on shaft 95 and has an arm 97 extending forward. A fork 96 integral with the selector 96 extends upwards to cooperate with the lower end of the gear lever 94.
An analog selector 99 intended to control the first
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miere and the second speed, is mounted in the same way on the shaft 95 and is provided with an arm 100 extended to the proximity of the arm 97, as well as a fork 101 arranged so as to cooperate with the lower end of the gear lever. Between the selectors 96 and 99 is arranged a locking flange 102 provided with a transverse pin 103 (Fig. 1) slidably mounted in this flange in order to cooperate with suitable arrangements 104 made, in the manner usual, in the split ends of the selectors.
The operation of the gear lever 94 makes it possible to move each of the selectors only if the other selector is in the neutral position.
As shown in Fig. 7, the arms 97 and 100 extend forward and are each provided with a control pin 105 rotatably mounted in the front end of the arm and pivotally joined to rods 106.
It should be noted that the camshaft 85 controls the reverse gear and first speed cams, which cams are riveted to these shafts at 107. The rear ends of these shafts are provided with arms 108 to which the lower ends of the two rods 106 joined to the selector arms 100 are pivotally joined. When the arm 108 occupies the position shown in FIG. 3, the two pairs of cams 86 keep the reverse gear and first gear jaws inactive.
When the arms 106 are brought into the position indicated by the dotted line 109, the jaws of the reverse gear can clamp the drum corresponding to them and, likewise, when the gear lever is moved towards the rear. 'rear and the arms 108 placed in the position indicated by the dotted line 110, the jaws of the. reverse
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are put out of action and the jaws of the first gear can tighten their respective drums.
Shafts 111, similar to cams 86 and pivotally mounted on shafts 85, are provided with control arms 112 extending parallel to arms 108. Arms 112 are joined to selector arms 97 by means of two control rods. - from 106 and basically work from the. same way as the cams 86 to make it possible to obtain the second speed.
When the selector 96 is moved so as to move the arms 112 to bring them in line with the dotted line 112, an arm 113 extending rearwardly from this selector disengages a similar arm 114 provided on the fork d. The coupling 75, so that the spring 73 engages the freewheel coupling, thereby providing direct engagement. It is understood that the jaws of the second gear are kept apart during this time.
The operation of the transmission mechanism according to the invention is almost identical to that of the usual sliding pinion transmission mechanism, in that the main clutch is first disengaged and the clutch is then moved. gear lever in order to release the set of jaws corresponding to the desired speed, the latter maneuver having the effect of almost instantly stopping the brake drum corresponding to this speed. The clutch is then engaged and the engine torque is now transmitted in the usual way.
When the next gear is desired, the clutch is again disengaged and the gear lever is brought back first to the neutral position and then to the position in which the jaws in question are clamped, after which shift again to start again at the new speed.
Among the many advantages of the present invention, it is worth mentioning that which allows to establish trains
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EMI20.1
Epicyclic series of simple construction for all demulitfold speeds, which allows smooth and quiet operation.
In addition, the mechanism according to the invention can be operated entirely by the gear lever in order to tighten and loosen the various jaws. In addition, thanks to the fact that it is possible to anchor the gear as desired. the untensioned end of any jaw, operating this mechanism exerts only a fraction of the energy that would normally be required to operate a shift lever, as described above.
Another advantage results from the provision of a coupling (the freewheel between the driven shaft and the motor, which coupling comes into direct drive action so that when the motor slows down, the driving wheels can turn more. high speed than this, which makes it possible to save fuel, prolong engine life and increase operator comfort. It should be noted that when it is desired to brake by the engine in on descents or the like, the second or first gear can be used, in which the motor is positively joined to the rear axle for both directions of rotation.
Another advantage results from the provision of a coupling: the freewheel maneuverable by hand and can be coupled or uncoupled with very little effort.
Certain modifications may be made in the arrangement, construction and combination of the various members of the improved device according to the invention without departing from the spirit thereof, and the claims which follow are intended to cover all modifications which may be included within the scope of this invention.