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Perfectionnements aux mécanismes de transmission de puissance à vitesse variable
La présente invention concerne généralement un mécanisme de transmission de puissance à vitesse variable, et vise spéciale- ment un mécanisme de changement de vitesse du type automatique, destiné aux véhicules.
La présente invention constitue un perfectionnement du chan- gement de vitesse automatique exposé dans une demande de brevet antérieure et qui comporte un système d'engrenages planétaires multiples, appelé à transmettre le couple suivant trois rapports de transmission différents, les passages de la première vitesse à la seconde et de celle-ci à la troisième étant effectués
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automatiquement ensuite de l'actionnement d'embrayages de se- conde et de troisième vitesses respectivement, embrayages com- mandés par un fluide sous pression fourni par une pompe à flui- de et contrôlé par une soupape hydraulique commandée par un ré- gulateur.
Ce changement de vitesse comprend également un accou- plement à fluide, qui intervient en première vitesse, et en mar- che arrière, mais reste hors d'action lors de l'établissement des rapports de seconde et de troisième vitesses. Dans la deman- de connexe, on prévoit des moyens actionnés à la main pour passer du point mort à la première vitesse et du point mort à la marche arrière,. ce moyen comprenant une paire de bandes de frein pouvant être engagées sur des tambours prévus respectivement sur un por- te-embrayages et sur un porte-planétaires.
L'emploi de bandes présente certains désavantages inhérents à ce système, dont la nécessité d'ajustements fréquents, les remplacements dus à l'u- sure, pertes de chaleur dues au frottement entre la bande et le tambour, patinage et, éventuellement, fonctionnement incorrect dû,à un réglage défectueux ou à une combinaison des inconvénients mentionnés ci-dessus.
Dans la présente invention, ces désavantages sont éliminés grâce au fait que le porte-embrayages et le porte-planétaires sont munis de dentures d'engrenage externes et au fait que deux béquilles ou étriers basculants comportant des dentures internes diamétralement opposées sont montées de telle manière que ces dentures peuvent être mises en prise avec les dentures solidaires du porte-embrayages et du porte-planétaires, en vue de verrouil- ler positivement ce dernier contre toute rotation.
La béquille de commande de la première vitesse et la béquille de commande de la marche arrière sont couplées entre elles en vue de mouvements coordonnés et sont actionnées par un levier de commande unique, de sorte que le changement de vitesse peut être mis en première vitesse ou en marche arrière en déplaçant le levier de commande dans l'un ou l'autre de deux sens opposés en partant du point
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mort. Les avantages de cette construction résident dans le fait que le porte-embrayages et le porte-planétaires sont verrouillés positivement contre toute rotation rendant ainsi le patinage im- possible ; qu'aucun réglage n'est nécessaire; et, qu'il n'y a pas de pertes de chaleur par frottement. Il en résulte qu'on ob- tient une action positive et que le risque d'une défaillance est notablement réduit.
Une caractéristique inhérente aux mécanismes de changement de vitesse comprenant un accouplement à fluide réside dans le fait que le mécanisme et le véhicule ont une tendance à "ramper" lorsque le moteur tourne au ralenti, cela par suite du transfert du fluide du rotor primaire au rotor secondaire de l'accouplement à fluide. La présente invention supprime le "rampement" aux vi- tesses de ralenti, grâce à la prévision d'un frein "anti-rampant" pouvant agir sur le tambour porté par le porte-embrayages. Le frein est actionné par le vide et comporte une soupape reliée à la timonerie de l'accélérateur de telle manière que, lorsque le moteur tourne au ralenti, la source du vide est automatiquement reliée à une chambre à membrane appelée à amener le frein en contact frictionnel avec le tambour.
Une caractéristique avanta- geuse de la construction réside dans la prévision de moyens par lesquels le frein est desserré automatiquement à la suite d'un très léger déplacement de la pédale d'accélérateur, de manière à libérer immédiatement le porte-embrayages et à permettre la mar- che avant normale du véhicule. La timonerie d'accélération com- porte généralement une faible quantité de jeu et la soupape de commande du frein anti-rampant est précisément actionnée au cours du déplacement de la pédale d'accélérateur visant au rattrapage de ce jeu, en vue de couper la communication avec la source de vide et d'établir la communication entre la chambre à membrane et l'atmosphère, dans le but de dessetrer le frein.
La rapidité de l'action de la soupape est assurée grâce à la prévision d'un disque de soupape rotatif, dont la face interne présente une
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cavité délimitée par une ligne radiale et destinée à chevaucher un passage formé dans le boîtier de soupape, ce dernier passage présentant également un bord radial à proximité de la cavité prévue dans le disque de soupape. Grâce à cette construction, il suffit d'un léger chevauchement des passages de la soupape pour assurer une ouverture d'une section de passage suffisante pour fournir le vide nécessaire au fonctionnement du frein et, par conséquent, cette ouverture peut être obturée par un léger dépla- cement angulaire du disque de soupape.
Dans la construction faisant l'objet de la présente inven- tion, le frein anti-rampant a une fonction supplémentaire en plus de l'élimination du rampement dû à la transmission du couple par l'accouplement à fluide lors du ralenti, à savoir, l'arrêt momen- tané de la rotation du porte-embrayages, afin de faciliter le ' déplacement de la béquille de commande de la marche arrière, en vue de son engagement avec la denture prévue sur le porte-embraya- ges.
Bien qu'on puisse utiliser un mécanisme synchroniseur ana- logue pour la béquille de commande de première vitesse, il a eté constaté que l'inertie propre et la résistance frictionnelle de la transmission planétaire entre le porte-embrayages et le porte- planétaires est telle qu'il en résulte la possibilité, pendant la marche au ralenti, d'engager la béquille sur les dents du porte- planétaires sans que les dents d'engrenage s'entrechoquent.
Dans les dessins annexés:
Fig. 1 est une vue d'élévation latérale, partiellement bri- sée, d'une boite de vitesses comportant la présente invention,
Figs. 2 et 3 sont des vues schématiques longitudinales et verticales du mécanisme de changement de vitesse, montrant le mode de transmission de la puissance dans ce mécanisme respecti- vement en première vitesse avant et en marche arrière.
Fige. 4,5 et 6 sont des vues en coupe transversale prises sensiblement suivant les lignes 4-4,5-5 et 6-6 de la Fig. 1.
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Fig. 7 est une vue d'élévation latéraléà plus grande échel- le du mécanisme de soupape du frein anti-rampant.
Fig. 8 est une vue en coupe transversale prise sensiblement suivant la ligne 8-8 de la Fig. 7.
Fig. 9 est une vue perspective du disque de soupape,
Fig. 10 est une vue d'élévation à échelle agrandie du corps de soupape, le disque de soupape étant enlevé, cette vue montrant, en lignes pointillées, la cavité du disque de soupape rotatif, dans la position de ralenti de ce dernier.
Fig. 11 est une vue fragmentaire d'élévation latérale de la boîte de vitesses, vue partiellement schématique, montrant la ti- monerie pour actionner la soupape de frein anti-rampant et les béquilles de commande.
Ces dessins, notamment les Figs. 1, 2 et 3 montrent un mé- canisme de changement de vitesse automatique, logé dans un car- ter 12, et comportant un arbre moteur 13 appelé à être réuni au vilebrequin du moteur, un arbre primaire 14, et un arbre secon- daire 15 destiné à être connecté aux organes de commande de l'es- sieu arrière du véhicule. Le mécanisme de changement de vitesse comprend un accouplement à fluide 16, comportant un rotor primai- re 17 commandé par l'arbre moteur 13, et un rotor secondaire 18 relié à l'arbre primaire 14 par un accouplement "roue libre" 19.
Le rotor primaire 17 de l'embrayage à fluide est appelé à être réuni par une liaison de commande à un porte-embrayages 21 au moyen d'un embrayage de seconde vitesse 22. Le porte-embraya- ges 21 est appelé à être verrouillé à un porte-planétaires 23 au moyen d'un embrayage de troisième vitesse 24. Les embrayages de seconde et de troisième vitesses sont appelés à être actionnés automatiquement par un mécanisme hydraulique qui sera décrit dans la suite.
Le porte-planétaires 23 est:monté à rotation autour de l'axe de l'arbre primaire 14 et porte des pignons planétaires
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multiples 25, 26 et 27. Les pigeons planétaires 26 engrènent avec un pignon solaire 29 monté sur l'arbre primaire 14, tandis que le pignon planétaire 27 engrène avec un pignon solaire 31, ce dernier étant porté par l'arbre secondaire 15. Pour transmet- tre le couple en marche avant au moyen du système à engrenages planétaires multiples, un accouplement de roue libre 32 est con- necté au porte-planétaires 23. L'accouplement de roue libre est appelé à être connecte sélectivement à la boîte de vitesses par l'étrier de commande de marche avant 33, comme il sera décrit plus amplement dans la suite.
Les embrayages de seconde et de troisième vitesses 22 et 24 sont actionnés respectivement par des pistons 34 et 35 montés dans des cylindres 36 et 37. Le fluide sous pression pour action- ner les embrayages de seconde et de troisième vitesses est fourni par une pompe à fluide 38 commandée par l'arbre secondaire 15 et est refoulé à travers les conduits 39 et 40 respectivement.
L'écoulement du fluide dans les conduits 39 et 40 est contrô- lé par une soupape à manchon 41 dont la position est déterminée par un régulateur centrifuge 42, monté sur le porte-embrayages 21. En première vitesse, la soupape 41 commandée par le régula- teur arrête l'écoulement du fluide dans les conduits 39 et 40 et, par conséquent, ni l'embrayage de seconde vitesse, ni l'embrayage de troisième vitesse, n'est actionné. Le couple est alors trans- mis depuis l'arbre moteur 13, à travers l'accouplement à fluide 16, à l'arbre primaire 14, et, ensuite, au moyen du pignon solai- re 29, des pignons planétaires 26 et 27 et du pignon solaire 31 à l'arbre secondaire 15, en entraînant ce dernier en marche avant et en première vitesse.
Le mécanisme de changement de vitesse passe automatiquement à la seconde vitesse lorsque la vitesse de rotation du porte-em- brayages 21 augmente. L'élévation de la vitesse a pour résultat un déplacement radial du régulateur centrifuge 42 et un déplace-
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ment axial de la soupape à manchon 41, avec ouverture du conduit 39 et admission du fluide sous pression au cylindre 36 de l'em- brayage de seconde vitesse. L'actionnement de l'embrayage de seconde vitesse 22 par le piston 34 a pour effet de verrouiller l'arbre moteur 13 et le rotor primaire 17 de l'accouplement à fluide au porte-embrayages 21.
Le porte-embrayages commande le pignon solaire 28 qu'il porte et, par l'intermédiaire de pignons planétaires 25 et 27 et du pignon solaire 31, agit de manière à entraîner l'arbre secondaire 15 en rotation en seconde vitesse.
Lorsque la vitesse de rotation du porte- embrayages 21 a de nouveau augmenté d'une nouvelle quantité, déterminée d'avance, la soupape à manchon 41, commandée par le régulateur est amenée dans une position dans laquelle elle établit une communication pour le fluide à travers. le conduit 40 vers le cylindre d'embrayage de troisième vitesse 37. Le piston 35,, monté dans ce cylindre, ac- tionne l'embrayage de troisième vitesse 24, ce qui a pour effet la rotation, comme un ensemble unique, du porte-embrayages, du porte-planétaires et du-triple pignon planétaire. Par conséquent, on obtient une prise directe depuis l'arbre moteur 13 jusqu'à l'ar- bre secondaire 15, le couple étant transmis en marche avant et à la vitesse du moteur.
De la description qui précède, il ressort que les embrayages de seconde et de troisième vitesses 22 et 24 sont automatiquement actionnés par le fluide sous pression fourni par la pompe 38 et opèrent automatiquement le passage de la première vitesse à la seconde et de celle-ci à la troisième. Lorsque le mécanisme de changement de vitesse fonctionne en marche avant, soit, en pre- mière, en seconde ou en troisième vitesses, l'étrier de commande de marche avant 33 est en prise avec le porte-planétaires 23, en vue de relier l'accouplement de roue libre 32 au carter de boîte de vitesses 12 et d'empêcher une rotation du porte-planétaires dans le sens de la marche arrière.
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La Fig. 3, plus spécialement, montre en gros traits le mode de transmission du couple en marche arrière par le mécanisme de changement de vitesse selon l'invention. Un étrier de comman- de de marche arrière 43, qui sera décrit plus amplement dans la suite, est appelé à être manoeuvré à la main pour bloquer le porte-embrayages 21 contre toute rotation. Le couple est alors transmis depuis l'arbre moteur 13, au rotor primaire 17 de l'ac- couplement à fluide et, par la réaction du fluide, au rotor se- condaire 18, et ensuite, au moyen de l'accouplement de roue li- bre 19, à l'arbre primaire 14. Tout comme dans la première vites- se avant, le pignon solaire 29 entraîne le pignon planétaire 26 et il va de soi que les autres pignons planétaires 25 et 27 sont également entraînés en rotation.
Toutefois, ici, l'étrier de ma- noeuvre de garche avant est libéré, de sorte que le porte-planétai- res 23 n'est pas soumis à la contrainte de l'accouplement de roue libre 32. L'étrier de manoeuvre de marche arrière 43 est engagé en verrouillant le porte-embrayages 21 et son pignon solaire 28.
Les engrenages fonctionnent désormais comme un système planétaire, une rotation en marche arrière, à faible vitesse et avec le couple maximum étant,imprimée à l'arbre secondaire 15 au moyen des pignons planétaires 27 et du pignon solaire 31.
Les étriers de manoeuvre de marche avant et de marche arrière 33 et 43, ainsi que le mécanisme y associé, seront maintenant décrits plus en détails. Comme montré le plus clairement dans les Figs. 1, 4 et 5, le rebord 44 de la base du carter 12 du mécanisme de changement de vitesse est muni, à proximité de son extrémité arrière, de deux ouvertures 45, espacées transversalement et, à proximité de son extrémité avant, de deux orifices similaires 46, espacés transversalement. Verticalement au-dessus des orifices 45 se trouve une paire de chevilles de guidage 47, montées rigidement dans le carter et présentant des têtes 48 qui s'étendent vers l'in- térieur. Les chevilles de guidage 47 et les orifices 45 consti- tuent les moyens de guidage et de support pour l'étrier de manoeu- vre de marche avant 33.
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L'étr.ier 33 comporte deux montants latéraux 51 reliés par une entretoise transversale 52. Les éléments latéraux 51 présen- tent des nervures de guidage horizontales 53 à proximité de leurs extrémités supérieures, ces nervures s'engageant à coulissement sur les têtes 48 des chevilles de guidage 47. A leurs extrémités inférieures, les montants latéraux 51 de l'étrier présentent des surfaces 54 arrondies vers l'avant et vers l'arrière, lesquelles s'engagent dans les orifices 45 et permettent le pivotement de l'étrier.
Deux saillies étroites 55 s'étendent vers l'intérieur depuis les montants latéraux 51 de l'étrier, ces saillies présentant des dents d'engrenage 56 sur leurs bords intérieurs. Les dents d'en- grenage 56 sont formées suivant un diamètre primitif correspondant à celui des dents d'engrenage 57 prévues sur la périphérie extérieu- re du moyeu 58 de l'accouplement de roue libre 32. On conçoit que le mouvement de pivotement de l'étrier 33 autour des extrémités inférieures de ces montants latéraux 51 a pour effet de déplacer les dents d'engrenage 56 de l'étrier vers l'engagement avec les dents d'engrenage 57 du moyeu. Les dents d'engrenage 56 et 57 sont relativement étroites dans le sens axial, de sorte qu'il suffit d'un faible déplacement angulaire de l'étrier pour mettre les dents en ou hors de prise.
Lorsque les dents sont en prise, le moyeu 58 de l'accouplement de roue libre 32 est bloqué efficacement contre toute rotation et, comme décrit plus haut, la rotation en sens inverse du porte-planétaires 23 se trouve empêchée.
Au-dessus du guidage 53 de l'un des montants latéraux 51 de l'étrier, ce montant présente une fourche de manoeuvre 59 destinée à être engagée par un levier de commande 61 faisant corps avec un arbre creux 62 monté à rotation dans le coussinet 65 formé sur le carter des vitesses. Un levier de commande 64, calé sur l'arbre 62 est relié convenablement par une bielle 60 à un dispositif de com- mande (non montré) prévu de préférence sur la colonne de direction du véhicule.
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L'étrier de commande de marche arrière 43 est semblable à l'étrier 33 et comporte des montants-latéraux 65 présentant des extrémités inférieures arrondies 66 et supportées à pivotement dans les orifices 46 formés dans le rebord de base 44 du carter des vitesses. Des nervures de guidage 67 formées dans les extrémités supérieures des montants latéraux 65 de l'étrier peuvent être enga- gées à coulissement sur les têtes 68 des chevilles de guidage 69 montées dans les parois latérales du carter des vitesses, vertica- lement au-dessus des ouvertures 46. Des saillies opposées 71, qui s'étendent vers l'intérieur depuis les montants latéraux 65, portent des dents 72 appelées à s'engager dans les dents 73 formées sur la périphérie extérieure du porte-embrayages 21.
Un des montants latéraux 51 de l'étrier 33 de marche avant est muni d'un bossage 76 pourvu d'un orifice destiné à recevoir une ex- trémité d'une bielle de connexion 77 dont l'extrémité opposée est engagée dans un orifice formé dans un bossage 78 prévu sur l'un des montants latéraux 65 de l'étrier de marche arrière 43. On voit donc que les étriers de marche avant et de marche arrière sont coupés en vue d'un actionnement simultané par le levier de manoeuvre 61. Comme il est montré le plus clairement dans la Fig. 1, le levier de manoeu- vre 61 présente un segment 79 dont la périphérie est munie d'une sé- rie de trois encoches 81.
A proximité du segment 79, le carter des vitesses est muni d'un alésage 82 qui abrite un manchon 83, ce der- nier contenant une bille 84 qui est appliquée par un ressort hélicoï- dal 85 contre le segment 79 du levier de commande. Un bouchon conve- nable 86 retient le manchon 83 et le ressort 85 dans la position vou- lue. Des bossages 87, prévus aux extrémités opposées du segment 79, sont disposés de manière à engager l'extrémité intérieure du manchon 83, en vue de former des butées limitant le déplacement angulaire du levier de commande.
L'engagement de la bille 84 sollicitée par le ressort avec les encoches 81 du levier de commande permet d'arrêter ce dernier sélec-
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tivement dans les positions de point mort, de marche avant et de marche arrière. Dans la position médiane du levier de commande 61, les étriers de commande de marche avant et de marche arrière, 33' et 43, sont tous deux dégagés des dents d'engrenage du porte-em- brayages 21 et de l'accouplement de roue libre 32, le mécanisme étant alors au point mort.
Le déplacement du levier de commande 64 en vue de faire tourner le levier de manoeuvre 61 dans un sens an- tihorlogique par rapport à la position montrée dans la Fig. l, a pour effet de faire basculer l'étrier de marche avant 35 vers la droite et d'engager les dents d'engrenage 56 de l'étrier avec les dents d'engrenage 57 du moyeu 58 de l'accouplement de roue libre, en mettant le mécanisme de changement de vitesse en marche avant, après quoi ce mécanisme est automatiquement variable entre la pre- mière, la seconde et la troisième vitesses, suivant les conditions particulières de la vitesse.
Le déplacement du levier d'actionne- ment 64 dans le sens horlogique en partant du point mort a pour ef- fet de faire basculer vers la gauche, au moyen du levier de commande 61, à la fois l'étrier de marche avant 33 et l'étrier de marche ar- rière 43 y couplé, comme montré dans la Fig. 1, ainsi que d'engager les dents d'engrenage 72 de l'étrier de marche arrière avec les dents d'engrenage 73 du porte-embrayages 21. On voit que la cons- truction décrite ci-dessus permet de réaliser un mécanisme à com- mande positive pour mettre la boîte de vitesses au point mort, en marche arrière ou en marche avant, sans la nécessité d'employer des bandes de freinage.
Afin d'empêcher le "rampement" du mécanisme de changement de vitesse et du véhicule pendant la marche au ralenti, et afin d'ar- rêter momentanément la rotation du porte-embrayages en vue de faci- liter le passage à la marche arrière, la présente invention prévoit un mécanisme de frein anti-rampant désigne généralement par 91 et montré le plus clairement dans les Figs. 6 à 10 inclusivement. La porte-embrayages 21, comme montré dans la Fig. 1, comporte deux
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éléments annulaires 92 et 93, disposés sur les côtés opposes du corps 94 du porte-embrayages et fixés à celui-ci. L'élément an- nulaire 92 porte les dents d'engrenage 73 qui peuvent être en- gagées par les dents d'engrenage de l'etrier de commande de mar- che arrière 45, comme décrit ci-dessus.
L'élement annulaire 93 forme le tambour de frein du mécanisme de freinage anti-rampant 91. Une bande de frein métallique flexible 96 entoure le tam- bour 93 et porte sur sa face intérieure une garniture de friction 97. Une extrémité de la bande de frein 96 est pliée vers l'exté- rieur pour former une patte d'ancrage 98, dont la rigidité est assurée par des nervures de renforcement 99. La patte d'ancrage 98 est appelée à reposer sur une paroi horizontale 101 du carter des vitesses 12 et peut se déplacer en coulissant le long de cet- te paroi en vue de l'engagement avec le tambour de frein.
L'extrémité opposée de la bande de frein est réunie à pivo- tement en 102 à un levier de commande coudé 104. Le petit bras du levier coudé 104 est monté à pivotement dans une chape 105 soudée à une bride du fixe-membrane 106. Le fixe-membrane 106 et le boîtier de soupape 107 sont boulonnés au carter de vitesses par les boulons 108 et constituent, conjointement avec une membra- ne flexible 109, en caoutchouc, serrée entre le fixe-membrane et le boîtier de soupape, une chambre à membrane 111. Une chape 112 est fixée à la membrane et est réunie, à pivotement au grand bras du levier coudé 104.
On conçoit que, lorsque la chambre à mem- brane 111 est mise en communication avec une source de vide, par exemple la tubulure d'admission du moteur, la membrane se déplace vers l'intérieur, en actionnant le levier 104 de façon à engager la garniture de frein 97 par friction sur le tambour de frein 93, de manière à empêcher la rotation du porte-embrayages 21. Lorsque, la source de vide est déconnectée et que la chambre à membrane est mise en communication avec l'atmosphère, la bande de frein est desserrée et, grâce à son élasticité propre, se dégage du tam- bour de frein.
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Le boîtier de soupape 107 présente un alésage horizontal 113 à gradins, dont une extrémité est en communication avec une source de vide, la tubulure d'admission d'un moteur, par exemple, à tra- vers un raccord 114. Un second alésage 115 est formé dans le boi- tier de soupape perpendiculairement à l'alésage 113 et est légère- ment décalé par rapport à celui-ci. En un point situé entre ses extrémités, l'alésage à gradins 113 présente un siège de soupape 116 destiné à être obturé par un plongeur Il? normalement sollicité vers la position d'ouverture par le ressort 118.
L'extrémité opposée de l'alésage 113 est obturée par un bouchon 119 traversé par un passage 121 qui communique, à travers un raccord 122 et un conduit 123, avec la pompe à fluide 38 de la boîte de vitesses. Un soufflet 124 est fixé par son extrémité inférieure au bouchon 119 et, par son extré- mité supérieure fermée, s'appuie contre la tête du plongeur 117.
Lorsque le fluide sous pression est appliqué, le soufflet s'allonge, en déplaçant le plongeur 117 contre l'antagonisme du ressort 118, en fermant le siège de soupape 116 et en coupant l'admission du vide.
Normalement, lorsque le-moteur marche au ralenti, la pompe à -fluide 38 commandée par celui-ci développe une pression de fluide insuffisante pour vaincre l'antagonisme du ressort 118 et il en résulte que le plongeur est maintenu dans la position d'ouverture, de sorte que le vide agissant dans la partie supérieure de l'alésage 113 peut se propager, à travers le siège de soupape 116, vers un orifice d'admission de vide 125. Comme montré le plus nettement dans les Figs. 8 et 10, l'orifice d'admission de vide 125 est en commu- nication avec l'alésage 115 et son extrémité extérieure s'ouvre sur une cavité élargie 127 en forme de coin, dont les parois opposées ont une orientation sensiblement radiale par rapport à l'alésage 115.
Une soupape rotative 128, logée dans l'alésage 115, présente un guide 129 qui s'engage dans un alésage.151 en vue de supporter la soupape at assurer un alignement correct entre les faces adjacentes de la soupape et du boîtier de soupape. La soupape 128 est mainte-
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nue en place dans l'alésage par le ressort 133, la rondelle 154 et la bague élastique 135. Une tige de soupape 136, faisant corps avec la soupape, est connectée à la timonerie d'accélérateur du véhicule, comme décrit dans la suite d'une manière plus détaillée.
La face de la soupape 128 présente une cavité arquée 157 (Figs.
9 et 10) comportant des parois extrêmes 138 et 159 orientées radiale- ment. La rotation de la soupape 128 dans le sens antihorlogique est limitée par une butée 141 montéesur le boîtier de soupape. Dans sa position extrême, la paroi extrême radiale 138 de la cavité 137 de la soupape chevauche la paroi radiale adjacente de la cavité d'ad- mission de vide 127, prévue dans le boîtier de soupape. Etant donne que les cavités s'étendent sur une importante distance radiale, il suffit d'un très faible chevauchement angulaire pour obtenir une sec- tion de passage suffisante entre les cavités en vue du transfert,vers la chambre de membrane, d'une quantité de vide suffisante pour action- ner le frein anti-rampant. Dans le cas présent, un chevauchement de 4 environ a été trouvé satisfaisant à cet effet.
Grâce à cette cons- truction, un léger déplacement angulaire de la soupape 128 suffit dé- jà pour interrompre complètement l'admission du vide dans la chambre de membrane.
Une ouverture atmosphérique 142, formée dans le boîtier de sou- pape débouche dans une cavité élargie 144 en forme de coin, qui s'ou- vre vers la soupape rotative 128. Comme le montre le plus nettement la Fig. 7, l'orifice d'admission d'air atmosphérique 142 communique, à l'aide d'un passage 145 prévu dans le boîtier de soupape, avec un alésage 146 de plus grand diamètre, contenant un élément de filtrage approprié 147. L'extrémité ouverte de l'alésage 146 est obturée par un bouchon perforé 148.
Il ressort de la Fig. 10 que les parois latérales de la cavité atmosphérique 144 en forme de coin s'étendent radialement et que la paroi adjacente de la cavité est écartée de la paroi limite 139 de la cavité 137 de la soupape d'une distance angulaire égale à la quan- tité de chevauchement qui existe entre la cavité 137 de la soupape et
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la cavité 127 d'admission de vide lorsque la soupape occupe sa position de ralenti, c'est à dire, est en contact avec la butée 141.
Par conséquent, un déplacement angulaire de la soupape 128 dans le sens antihorlogique a donc pour effet d'interrompre la communication entre la cavité de soupape 137 et l'admission de vide 125 et d'éta- blir en même temps la communication entre la cavité de soupape et l'orifice atmosphérique 142. La cavité de soupape 157 communique toujours avec la chambre de membrane 111 par un passage horizontal 149 qui est mis en communication alternativement avec la source de vide et l'atmosphère, selon la position angulaire de la soupape.
Le mécanisme de frein anti-rampant fonctionne comme suit :
Aux vitesses normales de marche avant, la soupape rotative 128, qui est reliée à la pédale d'accélérateur du véhicule., maintient une communication entre l'orifice atmosphérique 142 et la chambre de membrane 111 par l'intermédiaire des cavités 144 et 137 et du canal 149. Etant donné que la pompe à fluide 38 est commandée par le mo- teur, elle refoule du fluide sous pression, lequel est admis par le conduit 123, le raccord 122 et le canal 121, au soufflet 124, lequel agit sur le plongeur 117 en appliquant ce dernier contre le siège de soupape 116 et en empêchant ainsi positivement l'admission du vi- de à la chambre de membrane.
Grâce à cette construction, et, même en cas d'abandon momentané de la pédale d'accélérateur, et cela pen- dant que le véhicule se déplace en marche avant et à une vitesse élevée, le plongeur 117 empêche l'établissement d'une communication entre la chambre de membrane et la source de vide, ce qui aurait pour effet d'appliquer le frein anti-rampant. Ceci constitue un facteur de sécurité, vu que le serrage du frein anti-rampant aux grandes allures du véhicule aurait pour effet non seulement une per- turbation dans le fonctionnement de la transmission, mais aussi une fatigue considérable des organes.
Toutefois, lorsque la pédale d'accélération est abandonnée et que la vitesse du véhicule a été réduite jusqu'au ralenti, la pres- sion du fluide venant de la pompe est insuffisante pour vaincre l'an- @
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tagonisme du ressort 118, et le plongeur 117 est écarté du siège de soupape 116, de sorte que la source de vide peut être mise en communication avec la chambre de membrane par l'intermédiaire du raccord 114, de l'alésage à gradins 113, l'orifice d'admission de vide 125, la cavité 127 et le passage horizontal 149.
Lorsque le véhicule est de nouveau mis en mouvement en marche avant, le dépla- cement initial de la pédale d'accélération a pour effet de faire tourner la soupape rotative 18 dans le sens horlogique, interrom- pant ainsi la communication entre l'admission de vide et la cham- bre de membrane et établissant la communication entre l'orifice at- mosphérique et la chambre de membrane, avec desserrage du frein.
Comme il a été mentionné plus haut, un faible déplacement angulaire de la soupape suffit déjà pour desserrer le frein et, comme la ti- monerie de l'accélérateur comporte toujours une certaine quantité de jeu, la soupape rotative est déplacée d'une quantité suffisante pour desserrer le frein,avant que le carburateur ne soit actionné par la timonerie d'accélérateur. Lorsque la vitesse du véhicule s'accroît, la pompe 38 développe une pression suffisante pour appli- quer le plongeur 117 sur son siège, interrompant ainsi l'entrée du vide et maintenant le frein constamment desserré.
La Fig. 11 montre plus spécialement (d'une manière partielle- ment schématique) la timonerie qui relie le mécanisme de frein an- ti-rampant 91 à la pédale'd'accélérateur. Le levier d'actionnement 64, qui est réuni au moyen de l'arbre creux 62 à l'arbre de commande 61 pour les étriers de commande de marche avant et de marche arrière, est disposé à l'extérieur du carter de changement de vitesse et por- te à son extrémité inférieure une came 157. La came 157 presente une surface profilée qui peut coopérer avec un galet 158 monte d'une manière réglable sur l'extrémité libre d'un levier 159 monté à rotation sur l'arbre 136 de la soupape du frein anti-rampant. Le levier 159 porte une vis de réglage 161 appelée à s'appuyer contre un bras fourchu 162, fixé à l'arbre de soupape 136.
Un autre le- vier 163 est monté à pivotement sur le bras fourchu 162 et présente
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une partie élargie,située entre les branches du bras 162, en formant un siège pour un ressort hélicoïdal 164 qui agit de manière à solli- citer le levier 163 dans le sens horlogique, contre urle des branches du bras 162. L'extrémité libre du levier 163 est réunie à pivote- ment à une extrémité d'une tringle 165 dont l'extrémité opposée est réunie à pivotement en 166 au levier 167. Le levier 167 est monté à pivotement en 168 sur le tablier 169 de la carrosserie du véhicule et est actionné par une tringle 171 allant à la pédale d'acceléra- teur 172.
Normalement, le passage, en partant du point mort, à la marche avant ou à la marche arrière, s'effectue pendant que le moteur tour- ne au ralenti, par conséquent, lorsque le frein anti-rampant est serré. Etant donné que le frein anti-rampant empêche la rotation du porte-embrayages 21, l'étrier de commande de marche arrière 43 peut être mis en prise avec les dents d'engrenage 73 du porte-em- brayages sans heurter violemment ces dernières, comme cela pourrait se produire en l'absence du frein, vu que le porte-embrayages est susceptible d'un lent mouvement de rotation pendant que le moteur marche au ralenti. Il est cependant possible que le frein anti- rampant vienne verrouiller le porte-embrayages dans une position telle que les dents de l'étrier ne coïncident pas avec les creux de la denture du porte-embrayages.
Dans ces conditions, la mise en prise correcte des dentures peut être difficile, même lorsque les dents présentent des bords antérieurs taillés en biseau. La pré- sente invention écarte cette possibilité grâce à la construction montrée en Fig. 11, et qui fonctionne automatiquement de manière à desserrer le frein anti-rampant lors du passage soit à la marche avant soit à la marche arrière.
On remarquera que la surface profilée de la came 157 présente une entaille 173 en forme de coin, dans laquelle vient se loger le galet de came du levier 159 lorsque le mécanisme de changement de vitesse est au point mort. Toutefois, lorsque le levier d'actionne- ment 64 est déplacé dans le sens antihorlogique en vue d'effectuer
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le passage à la marche avant, le galet de came 158 est amené à quit- ter l'entaille 173. On se rappellera que le levier 159 qui porte le galet de came 158 est monté à rotation libre sur l'arbre de soupape 136.
La vis 161, prévue sur le levier 159, vient toutefois buter contre le bras fourchu 162 fixé à l'arbre de soupape, de sorte que l'arbre de soupape et la soupape rotative 128 sont entraînes en rota- tion, en fermant l'entrée du vide, comme décrit plus haut et en des- serrant le frein anti-rampant. Après que le galet de came 158 a dé- passé la pointe 174 du profil de la came, il retourne à sa position initiale contre la partie 175 de ce profil. On voit donc que le frein anti-rampant n'est desserré que momentanément, afin de libérer les engrenages de changement de vitesse pendant un temps assez long pour permettre de déplacer l'étrier de commande de marene avant 33 pour le mettre en prise avec les dents d'engrenage 57 du moyeu 58 de l'accouplement de roue libre.
Après que la mise en prise a été effec- tuée, le frein anti-rampant est à nouveâu appliqué automatiquement afin d'empêcher que le couple transmis par l'accouplement à fluide ne provoque un "rampement" des organes de transmission du véhicule pen- dant que le moteur est au ralenti.
Le déplacement dans le sens horlogique du levier d'actionnement 64 pour les etriers de cornmande, en vue du passage à la marche arriè- re a également pour effet de déplacer le galet de came 158 vers l'ex- térieur et de desserrer le frein anti-rampant de la même manière que lors du passage à la marche avant. On remarquera cependant que la came 157 présente un tronçon de profil arqué 176 ayant une étendue radiale suffisante pour maintenir le galet de came dans une position telle que le frein anti-rampant reste desserré. Ainsi, lors du pas- sage à la marche arrière le frein anti-rampant est desserré pour per- mettre aux dents de l'étrier de commande de marche arrière 43 à en- trer en prise avec les dents 73 du porte-embrayages, même lorsque l'alignement des dentures n'est pas parfait.
L'actionnement automatique de la soupape de frein anti-rampant
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128 par le mécanisme de renversement s'opère sans gêner la pédale d'accélérateur ou la timonerie y associée. Lorsque le bras fourchu 162 est déplacé par le levier 159 actionné par la came, le ressort 164 est comprimé et les positions du levier 163 et de la tringle 165 allant à la timonerie de la pédale d'accélérateur ne sont pas modi- fiées.
De la description qui précède, il ressort que les commandes pour le frein anti-rampant et pour le mécanisme de changement de marche sont conjuguées et sont combinées de telle manière qu'on ob- tient un fonctionnement automatique satisfaisant de la transmission.
On conçoit que l'invention n'est pas limitée à la construction précise montrée et décrite, mais que divers changements et modifica- tions peuvent y être apportés, sans sortir du cadre de l'invention.
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Improvements to variable speed power transmission mechanisms
The present invention generally relates to a variable speed power transmission mechanism, and is specifically aimed at an automatic type speed change mechanism intended for vehicles.
The present invention constitutes an improvement of the automatic gearshift described in a previous patent application and which comprises a system of multiple planetary gears, called upon to transmit the torque in three different transmission ratios, the passages from the first speed to the second and from this to the third being carried out
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then automatically from the actuation of second and third speed clutches respectively, clutches controlled by a pressurized fluid supplied by a fluid pump and controlled by a hydraulic valve controlled by a regulator.
This gear change also includes a fluid coupling, which takes place in first gear, and in reverse, but remains disabled when establishing second and third gear ratios. In the related application, hand-actuated means are provided for changing from neutral to first gear and from neutral to reverse gear. this means comprising a pair of brake bands which can be engaged on drums provided respectively on a clutch holder and on a planetary holder.
The use of belts has some inherent disadvantages of this system, including the need for frequent adjustments, replacements due to wear, heat loss due to friction between the belt and the drum, slippage and possibly operation. incorrect due to faulty adjustment or a combination of the above mentioned disadvantages.
In the present invention, these disadvantages are eliminated thanks to the fact that the clutch carrier and the planetary carrier are provided with external gear teeth and the fact that two legs or tilting calipers having diametrically opposed internal teeth are mounted in such a way that these teeth can be brought into engagement with the teeth integral with the clutch holder and the planetary carrier, with a view to positively locking the latter against any rotation.
The first gear control stand and the reverse gear control stand are coupled together for coordinated movements and are operated by a single control lever, so that the gear change can be put into first gear or in reverse by moving the control lever in either of two opposite directions from the point
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dead. The advantages of this construction lie in the fact that the clutch holder and the planetary holder are positively locked against any rotation, thus making slippage impossible; that no adjustment is necessary; and, that there is no loss of heat by friction. As a result, a positive action is obtained and the risk of failure is significantly reduced.
An inherent feature of shifting mechanisms comprising a fluid coupling is that the mechanism and the vehicle have a tendency to "crawl" when the engine is idling, as a result of the transfer of fluid from the primary rotor to the rotor. secondary of the fluid coupling. The present invention eliminates "crawling" at idling speeds, thanks to the provision of an "anti-creeping" brake which can act on the drum carried by the clutch carrier. The brake is vacuum actuated and has a valve connected to the throttle linkage so that when the engine is idling, the vacuum source is automatically connected to a diaphragm chamber called to bring the brake into contact. frictional with the drum.
An advantageous feature of the construction is the provision of means by which the brake is released automatically following a very slight movement of the accelerator pedal, so as to immediately release the clutch carrier and allow the clutch to be released. normal forward motion of the vehicle. The throttle linkage generally has a small amount of play and the anti-creep brake control valve is actuated precisely during the movement of the accelerator pedal to take up this play to cut off communication. with the vacuum source and establish communication between the diaphragm chamber and the atmosphere, in order to release the brake.
The rapidity of the action of the valve is ensured by the provision of a rotating valve disc, the internal face of which has a
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cavity delimited by a radial line and intended to overlap a passage formed in the valve housing, the latter passage also having a radial edge near the cavity provided in the valve disc. Thanks to this construction, a slight overlap of the passages of the valve suffices to ensure an opening of a passage section sufficient to provide the vacuum necessary for the operation of the brake and, therefore, this opening can be closed by a slight angular displacement of the valve disc.
In the construction which is the subject of the present invention, the anti-creep brake has an additional function in addition to the elimination of the creep due to the transmission of torque by the fluid coupling during idling, namely, the momentary stopping of the rotation of the clutch carrier, in order to facilitate the movement of the reverse gear control stand, with a view to its engagement with the teeth provided on the clutch carrier.
Although a similar synchronizing mechanism can be used for the first gear control stand, it has been observed that the inherent inertia and the frictional resistance of the planetary transmission between the clutch carrier and the planetary carrier is such. this results in the possibility, during idling, of engaging the strut on the teeth of the planetary carrier without the gear teeth colliding.
In the accompanying drawings:
Fig. 1 is a side elevational view, partially broken away, of a gearbox embodying the present invention,
Figs. 2 and 3 are longitudinal and vertical schematic views of the gear change mechanism, showing the mode of transmission of power in this mechanism in first forward and reverse gear respectively.
Freezes. 4,5 and 6 are cross-sectional views taken substantially along lines 4-4,5-5 and 6-6 of FIG. 1.
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Fig. 7 is an enlarged side elevational view of the anti-creep brake valve mechanism.
Fig. 8 is a cross-sectional view taken substantially along line 8-8 of FIG. 7.
Fig. 9 is a perspective view of the valve disc,
Fig. 10 is an enlarged elevational view of the valve body with the valve disc removed, this view showing, in dotted lines, the cavity of the rotary valve disc, in the idle position of the latter.
Fig. 11 is a fragmentary side elevation view of the gearbox, partially schematic, showing the timing for actuating the anti-creep brake valve and control stands.
These drawings, in particular Figs. 1, 2 and 3 show an automatic gear change mechanism, housed in a housing 12, and comprising a drive shaft 13 called to be joined to the crankshaft of the engine, a primary shaft 14, and a secondary shaft 15 intended to be connected to the control members of the rear axle of the vehicle. The gear change mechanism comprises a fluid coupling 16, comprising a primary rotor 17 controlled by the motor shaft 13, and a secondary rotor 18 connected to the primary shaft 14 by a "freewheel" coupling 19.
The primary rotor 17 of the fluid clutch is called upon to be joined by a control link to a clutch carrier 21 by means of a second speed clutch 22. The clutch carrier 21 is called to be locked at a planetary carrier 23 by means of a third speed clutch 24. The second and third speed clutches are called upon to be actuated automatically by a hydraulic mechanism which will be described below.
The planetary carrier 23 is: mounted to rotate around the axis of the primary shaft 14 and carries planetary gears
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multiples 25, 26 and 27. The planetary pigeons 26 mesh with a sun gear 29 mounted on the primary shaft 14, while the planetary gear 27 meshes with a sun gear 31, the latter being carried by the secondary shaft 15. For transmitting torque forward by means of the multiple planetary gear system, a freewheel coupling 32 is connected to the planetary carrier 23. The freewheel coupling is called to be selectively connected to the gearbox by the forward gear control bracket 33, as will be described more fully below.
The second and third speed clutches 22 and 24 are actuated respectively by pistons 34 and 35 mounted in cylinders 36 and 37. The pressurized fluid for operating the second and third speed clutches is supplied by a pump. fluid 38 controlled by the secondary shaft 15 and is forced through the conduits 39 and 40 respectively.
The flow of fluid in conduits 39 and 40 is controlled by a pinch valve 41, the position of which is determined by a centrifugal regulator 42, mounted on the clutch holder 21. In first gear, the valve 41 controlled by the clutch. The regulator stops the flow of fluid in conduits 39 and 40 and therefore neither the second speed clutch nor the third speed clutch is actuated. The torque is then transmitted from the motor shaft 13, through the fluid coupling 16, to the input shaft 14, and, then, by means of the sun gear 29, the planetary gears 26 and 27 and from the sun gear 31 to the secondary shaft 15, driving the latter in forward gear and in first gear.
The speed change mechanism automatically changes to the second speed when the speed of rotation of the clutch carrier 21 increases. The increase in speed results in a radial displacement of the centrifugal governor 42 and a displacement of
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axially of the sleeve valve 41, with opening of the conduit 39 and admission of the pressurized fluid to the cylinder 36 of the second speed clutch. The actuation of the second speed clutch 22 by the piston 34 has the effect of locking the motor shaft 13 and the primary rotor 17 of the fluid coupling to the clutch carrier 21.
The clutch carrier controls the sun gear 28 which it carries and, by means of planetary gears 25 and 27 and the sun gear 31, acts so as to drive the secondary shaft 15 in rotation at second speed.
When the rotational speed of the clutch carrier 21 has again increased by a new, predetermined amount, the regulator-controlled pinch valve 41 is brought into a position in which it establishes communication for the fluid to. through. the conduit 40 to the third speed clutch cylinder 37. The piston 35, mounted in this cylinder, actuates the third speed clutch 24, which has the effect of rotating, as a single assembly, the door -clutches, planetary carrier and triple planetary gear. Consequently, a direct engagement is obtained from the motor shaft 13 to the secondary shaft 15, the torque being transmitted in forward gear and at the speed of the motor.
From the foregoing description, it emerges that the second and third speed clutches 22 and 24 are automatically actuated by the pressurized fluid supplied by the pump 38 and automatically switch from the first speed to the second and from the latter. to the third. When the gear change mechanism operates in forward gear, either in first, second or third gear, the forward gear control yoke 33 is in engagement with the planetary carrier 23, in order to connect the gear. 'freewheel coupling 32 to the gearbox housing 12 and prevent rotation of the planetary carrier in the reverse direction.
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Fig. 3, more especially, shows in broad outline the mode of transmission of the torque in reverse by the gear change mechanism according to the invention. A reverse gear control yoke 43, which will be described more fully below, is called upon to be operated by hand to block the clutch holder 21 against any rotation. The torque is then transmitted from the motor shaft 13, to the primary rotor 17 of the fluid coupling and, by the reaction of the fluid, to the secondary rotor 18, and then, by means of the wheel coupling. free 19, to the primary shaft 14. As in the first forward gear, the sun gear 29 drives the planetary gear 26 and it goes without saying that the other planetary gears 25 and 27 are also driven in rotation.
However, here the front shunting caliper is released, so that the planetarium carrier 23 is not subjected to the stress of the freewheel coupling 32. The operating caliper. reverse gear 43 is engaged by locking the clutch holder 21 and its sun gear 28.
The gears now operate as a planetary system, with reverse rotation, at low speed and with maximum torque being, imparted to the output shaft 15 by means of the planetary gears 27 and the sun gear 31.
The forward and reverse maneuvering brackets 33 and 43, as well as the associated mechanism, will now be described in more detail. As shown most clearly in Figs. 1, 4 and 5, the flange 44 of the base of the housing 12 of the gear change mechanism is provided, near its rear end, with two openings 45, spaced transversely and, near its front end, with two openings similar 46, transversely spaced. Vertically above the orifices 45 is a pair of guide pins 47, rigidly mounted in the housing and having heads 48 which extend inwardly. The guide pins 47 and the orifices 45 constitute the guide and support means for the forward maneuvering yoke 33.
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The strut 33 comprises two lateral uprights 51 connected by a transverse spacer 52. The lateral elements 51 have horizontal guide ribs 53 near their upper ends, these ribs slidably engaging the heads 48 of the legs. Guide pins 47. At their lower ends, the lateral uprights 51 of the caliper have surfaces 54 rounded towards the front and towards the rear, which engage in the orifices 45 and allow the pivoting of the caliper.
Two narrow protrusions 55 extend inwardly from the side legs 51 of the caliper, these protrusions having gear teeth 56 on their inner edges. The gear teeth 56 are formed to a pitch diameter corresponding to that of the gear teeth 57 provided on the outer periphery of the hub 58 of the freewheel coupling 32. It is understood that the pivoting movement of the yoke 33 around the lower ends of these side posts 51 has the effect of moving the gear teeth 56 of the yoke into engagement with the gear teeth 57 of the hub. The gear teeth 56 and 57 are relatively narrow in the axial direction, so that only a small angular displacement of the caliper is needed to put the teeth in or out of engagement.
When the teeth are engaged, the hub 58 of the freewheel coupling 32 is effectively locked against rotation and, as described above, the reverse rotation of the planetary carrier 23 is prevented.
Above the guide 53 of one of the lateral uprights 51 of the caliper, this upright has an operating fork 59 intended to be engaged by a control lever 61 forming part of a hollow shaft 62 mounted for rotation in the bearing. 65 formed on the gear housing. A control lever 64, wedged on the shaft 62, is suitably connected by a connecting rod 60 to a control device (not shown) preferably provided on the steering column of the vehicle.
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The reverse gear control yoke 43 is similar to yoke 33 and has side-posts 65 having rounded lower ends 66 and pivotally supported in the holes 46 formed in the base flange 44 of the gear housing. Guide ribs 67 formed in the upper ends of the side posts 65 of the caliper can be slidably engaged on the heads 68 of the guide pins 69 mounted in the side walls of the gear housing, vertically above. openings 46. Opposing protrusions 71, which extend inwardly from the side uprights 65, carry teeth 72 which are called to engage with teeth 73 formed on the outer periphery of the clutch carrier 21.
One of the lateral uprights 51 of the forward gear bracket 33 is provided with a boss 76 provided with an orifice intended to receive one end of a connecting rod 77, the opposite end of which is engaged in an orifice formed. in a boss 78 provided on one of the side uprights 65 of the reverse gear bracket 43. It can therefore be seen that the forward and reverse gear brackets are cut with a view to simultaneous actuation by the operating lever 61 As most clearly shown in FIG. 1, the operating lever 61 has a segment 79 the periphery of which is provided with a series of three notches 81.
Close to segment 79, the gear housing is provided with a bore 82 which houses a sleeve 83, the latter containing a ball 84 which is applied by a coil spring 85 against segment 79 of the control lever. A suitable plug 86 retains the sleeve 83 and the spring 85 in the desired position. Bosses 87, provided at the opposite ends of the segment 79, are arranged so as to engage the inner end of the sleeve 83, with a view to forming stops limiting the angular displacement of the control lever.
The engagement of the ball 84 biased by the spring with the notches 81 of the control lever makes it possible to stop the latter selection.
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tively in neutral, forward and reverse positions. In the middle position of the control lever 61, the forward and reverse control calipers, 33 'and 43, are both disengaged from the gear teeth of the clutch carrier 21 and the wheel coupling. free 32, the mechanism then being in neutral.
The movement of the control lever 64 to rotate the operating lever 61 in a counterclockwise direction from the position shown in FIG. l, has the effect of tilting the forward gear caliper 35 to the right and engaging the gear teeth 56 of the caliper with the gear teeth 57 of the hub 58 of the freewheel coupling, by putting the gear change mechanism in forward gear, after which this mechanism is automatically variable between first, second and third gear, depending on the particular speed conditions.
The movement of the actuating lever 64 in the clockwise direction from neutral has the effect of tilting to the left, by means of the control lever 61, both the forward motion calliper 33 and the reverse gear 43 coupled thereto, as shown in FIG. 1, as well as to engage the gear teeth 72 of the reverse gear caliper with the gear teeth 73 of the clutch holder 21. It can be seen that the construction described above makes it possible to produce a mechanism with positive control to put the gearbox in neutral, reverse or forward, without the need to use brake bands.
In order to prevent "crawling" of the gearshift mechanism and of the vehicle during idling, and in order to temporarily stop the rotation of the clutch carrier in order to facilitate the shift into reverse gear, the present invention provides an anti-creeping brake mechanism generally designated as 91 and shown most clearly in Figs. 6 to 10 inclusive. The clutch holder 21, as shown in FIG. 1, has two
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annular elements 92 and 93, arranged on the opposite sides of the body 94 of the clutch carrier and fixed thereto. The annular member 92 carries the gear teeth 73 which can be engaged by the gear teeth of the reverse control yoke 45, as described above.
The annular element 93 forms the brake drum of the anti-creep brake mechanism 91. A flexible metal brake band 96 surrounds the drum 93 and carries on its inner face a friction lining 97. One end of the brake band brake 96 is bent outwardly to form an anchoring lug 98, the rigidity of which is ensured by reinforcing ribs 99. The anchoring lug 98 is called to rest on a horizontal wall 101 of the gear housing 12 and can slide along this wall for engagement with the brake drum.
The opposite end of the brake band is pivotally joined at 102 to an elbow control lever 104. The small arm of the elbow lever 104 is pivotally mounted in a yoke 105 welded to a flange of the diaphragm retainer 106. The diaphragm retainer 106 and the valve housing 107 are bolted to the gear case by bolts 108 and together with a flexible rubber diaphragm 109, clamped between the diaphragm retainer and the valve housing, constitute a chamber. membrane 111. A yoke 112 is attached to the membrane and is pivotally joined to the large arm of the elbow lever 104.
It will be appreciated that when the diaphragm chamber 111 is placed in communication with a source of vacuum, for example the engine intake manifold, the diaphragm moves inward, by actuating the lever 104 so as to engage. the brake lining 97 by friction on the brake drum 93, so as to prevent the rotation of the clutch holder 21. When the vacuum source is disconnected and the diaphragm chamber is placed in communication with the atmosphere, the The brake band is loosened and, thanks to its inherent elasticity, comes free from the brake drum.
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The valve housing 107 has a stepped horizontal bore 113, one end of which is in communication with a vacuum source, the intake manifold of an engine, for example, through a fitting 114. A second bore 115 is formed in the valve housing perpendicular to the bore 113 and is slightly offset therefrom. At a point between its ends, the stepped bore 113 has a valve seat 116 intended to be closed by a plunger II? normally biased towards the open position by the spring 118.
The opposite end of the bore 113 is closed by a plug 119 crossed by a passage 121 which communicates, through a fitting 122 and a conduit 123, with the fluid pump 38 of the gearbox. A bellows 124 is fixed by its lower end to the plug 119 and, by its closed upper end, rests against the head of the plunger 117.
As pressurized fluid is applied, the bellows elongates, moving plunger 117 against the antagonism of spring 118, closing valve seat 116, and shutting off the vacuum inlet.
Normally, when the engine is idling, the fluid pump 38 controlled by it develops insufficient fluid pressure to overcome the antagonism of the spring 118 and as a result the plunger is held in the open position. , so that the vacuum acting in the upper part of the bore 113 can propagate, through the valve seat 116, to a vacuum inlet port 125. As most clearly shown in Figs. 8 and 10, the vacuum inlet 125 is in communication with the bore 115 and its outer end opens into an enlarged wedge-shaped cavity 127, the opposite walls of which have a substantially radial orientation by relative to bore 115.
A rotary valve 128, housed in bore 115, has a guide 129 which engages a bore 151 for supporting the valve and ensuring proper alignment between adjacent faces of the valve and the valve housing. Valve 128 is maintained
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bare in place in the bore by spring 133, washer 154 and snap ring 135. A valve stem 136, integral with the valve, is connected to the vehicle's throttle linkage, as described below. 'in a more detailed way.
The face of the valve 128 has an arcuate cavity 157 (Figs.
9 and 10) comprising end walls 138 and 159 oriented radially. The rotation of the valve 128 in the counterclockwise direction is limited by a stopper 141 mounted on the valve housing. In its extreme position, the radial end wall 138 of the valve cavity 137 overlaps the adjacent radial wall of the vacuum inlet cavity 127, provided in the valve housing. Since the cavities extend over a large radial distance, a very small angular overlap is sufficient to achieve a sufficient passage section between the cavities for the transfer to the membrane chamber of an amount. vacuum sufficient to activate the anti-creep brake. In the present case, an overlap of about 4 has been found satisfactory for this purpose.
Thanks to this construction, a slight angular displacement of the valve 128 is already sufficient to completely interrupt the admission of vacuum to the membrane chamber.
An atmospheric opening 142, formed in the valve housing opens into an enlarged wedge-shaped cavity 144, which opens towards the rotary valve 128. As most clearly shown in FIG. 7, the atmospheric air intake port 142 communicates, by means of a passage 145 provided in the valve housing, with a bore 146 of larger diameter, containing a suitable filter element 147. the open end of the bore 146 is closed by a perforated plug 148.
It emerges from FIG. 10 that the side walls of the wedge-shaped atmospheric cavity 144 extend radially and that the adjacent wall of the cavity is spaced from the boundary wall 139 of the cavity 137 of the valve by an angular distance equal to the quan- overlap which exists between the cavity 137 of the valve and
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the vacuum intake cavity 127 when the valve occupies its idle position, that is to say, is in contact with the stop 141.
Consequently, an angular displacement of the valve 128 in the counterclockwise direction therefore has the effect of interrupting the communication between the valve cavity 137 and the vacuum inlet 125 and at the same time establishing communication between the cavity. valve and atmospheric orifice 142. The valve cavity 157 always communicates with the diaphragm chamber 111 by a horizontal passage 149 which is communicated alternately with the vacuum source and the atmosphere, depending on the angular position of the valve. .
The anti-creep brake mechanism works as follows:
At normal forward speeds, the rotary valve 128, which is connected to the accelerator pedal of the vehicle., Maintains communication between the atmospheric port 142 and the membrane chamber 111 through the cavities 144 and 137 and of the channel 149. Since the fluid pump 38 is controlled by the motor, it delivers pressurized fluid, which is admitted through the conduit 123, the fitting 122 and the channel 121, to the bellows 124, which acts on the plunger 117 by pressing the latter against the valve seat 116 and thus positively preventing the admission of the valve to the diaphragm chamber.
By virtue of this construction, and even in the event of momentary release from the accelerator pedal, and this while the vehicle is traveling in forward gear and at a high speed, the plunger 117 prevents the establishment of a communication between the membrane chamber and the vacuum source, which would have the effect of applying the anti-creep brake. This constitutes a safety factor, since the application of the anti-creep brake at high speeds of the vehicle would have the effect not only of disrupting the operation of the transmission, but also of considerable fatigue of the components.
However, when the accelerator pedal is released and the vehicle speed has been reduced to idle, the fluid pressure from the pump is insufficient to overcome the an- @.
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tagonism of the spring 118, and the plunger 117 is moved away from the valve seat 116 so that the vacuum source can be communicated with the diaphragm chamber through the fitting 114, the stepped bore 113, the vacuum inlet 125, the cavity 127 and the horizontal passage 149.
When the vehicle is again put into forward motion, the initial movement of the accelerator pedal has the effect of turning the rotary valve 18 clockwise, thus interrupting the communication between the air intake. vacuum and the diaphragm chamber and establishing communication between the atmospheric orifice and the diaphragm chamber, with release of the brake.
As mentioned above, a small angular displacement of the valve is already sufficient to release the brake and, since the throttle timer always has a certain amount of play, the rotary valve is displaced by a sufficient amount. to release the brake, before the carburetor is actuated by the throttle linkage. As the vehicle speed increases, pump 38 develops sufficient pressure to apply plunger 117 to its seat, thereby interrupting the entry of vacuum and keeping the brake constantly released.
Fig. 11 shows more specifically (partially schematically) the linkage which connects the anti-creep brake mechanism 91 to the accelerator pedal. The actuating lever 64, which is joined by means of the hollow shaft 62 to the control shaft 61 for the forward and reverse control calipers, is disposed outside the gearshift housing and carries at its lower end a cam 157. The cam 157 presents a profiled surface which can cooperate with a roller 158 mounted in an adjustable manner on the free end of a lever 159 rotatably mounted on the shaft 136 anti-creep brake valve. The lever 159 carries an adjusting screw 161 called to rest against a forked arm 162, fixed to the valve shaft 136.
Another lever 163 is pivotally mounted on the forked arm 162 and has
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a widened part, situated between the branches of the arm 162, forming a seat for a helical spring 164 which acts so as to urge the lever 163 in the clockwise direction, against the branches of the arm 162. The free end of the lever 163 is pivotally joined to one end of a rod 165, the opposite end of which is pivotally joined at 166 to lever 167. Lever 167 is pivotally mounted at 168 on the apron 169 of the vehicle body and is actuated by a rod 171 going to the accelerator pedal 172.
Normally, the shift from neutral to forward or reverse is done while the engine is idling, therefore with the anti-creep brake applied. Since the anti-creep brake prevents rotation of the clutch carrier 21, the reverse gear control calliper 43 can be engaged with the gear teeth 73 of the clutch carrier without violently hitting the latter, as might happen without the brake, as the clutch carrier is susceptible to slow rotating movement while the engine is idling. However, it is possible that the anti-creep brake locks the clutch carrier in a position such that the teeth of the calliper do not coincide with the hollows of the teeth of the clutch carrier.
Under these conditions, proper engagement of the teeth can be difficult, even when the teeth have bevelled front edges. The present invention eliminates this possibility by virtue of the construction shown in FIG. 11, and which operates automatically so as to release the anti-creep brake when changing to either forward or reverse gear.
It will be noted that the profiled surface of the cam 157 has a notch 173 in the form of a wedge, in which the cam roller of the lever 159 is housed when the gear change mechanism is in neutral. However, when the operating lever 64 is moved counterclockwise to effect
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on shifting to forward, the cam follower 158 is caused to leave the notch 173. It will be recalled that the lever 159 which carries the cam follower 158 is freely rotatably mounted on the valve shaft 136.
The screw 161, provided on the lever 159, however abuts against the forked arm 162 attached to the valve shaft, so that the valve shaft and the rotary valve 128 are rotated, closing the valve. entering the vacuum as described above and releasing the anti-creep brake. After the cam follower 158 has passed the tip 174 of the cam profile, it returns to its original position against the portion 175 of that profile. It can therefore be seen that the anti-creeping brake is only released momentarily, in order to release the speed change gears for a long enough time to allow the front control caliper 33 to be moved to engage it with the gear teeth 57 of hub 58 of the freewheel coupling.
After the engagement has been effected, the anti-creep brake is automatically applied again to prevent the torque transmitted by the fluid coupling from causing "crawling" of the transmission components of the vehicle during the shift. as long as the engine is idling.
Clockwise movement of the actuating lever 64 for the control callipers for the purpose of shifting to reverse also has the effect of moving the cam roller 158 outward and releasing the brake. anti-creep in the same way as when switching to forward gear. However, it will be noted that the cam 157 has an arcuate profile section 176 having a sufficient radial extent to maintain the cam roller in a position such that the anti-creeping brake remains released. Thus, when changing to reverse gear the anti-creep brake is released to allow the teeth of the reverse gear control calliper 43 to engage with the teeth 73 of the clutch carrier, even. when the alignment of the teeth is not perfect.
Automatic actuation of the anti-creep brake valve
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128 by the overturning mechanism operates without interfering with the accelerator pedal or the associated linkage. When the forked arm 162 is moved by the cam operated lever 159, the spring 164 is compressed and the positions of the lever 163 and the rod 165 going to the linkage of the accelerator pedal are not changed.
From the foregoing description, it emerges that the controls for the anti-creep brake and for the gear change mechanism are combined and are combined in such a way that satisfactory automatic operation of the transmission is obtained.
It will be appreciated that the invention is not limited to the precise construction shown and described, but that various changes and modifications may be made thereto, without departing from the scope of the invention.