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"Perfectionnements aux mécanismes de transmission de puissance à vitesse variable"
L'invention concerne d'une manière générale un mécanisme de transmission et, plus spécialement, un mécanisme de transmis- sion automatique à plusieurs vitesses.
La présente invention constitue une amélioration apportée à la boîte de vitesses automatique exposée dans la demande de brevet belge antérieure ? 362.884 du 22-8-1946, des mêmes auteurs, La boîte de vitesses selon cette dernière demande comprend un système d'engrenages planétaires multiples, destiné à transmettre le couple suivant trois rapports de vitesses différents, le passa- ge de la petite vitesse à la moyenne, vitesse ou vitesse intermé- diaire-et de celle-ci à la grande vitesse s'opérant automatiquement à l'intervention d'embrayages de moyenne et de grande vitesses, qui sont actionnés par un fluide sous pression fourni par une
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pompe à fluide et contrôlé par une soupape hydraulique commandée par le régulateur.
Un but de la présente invention consis,te à"établir un méca- nisme de transmission automatique, dans lequel il se produit nor- malement un passage automatique entre trois rapports de vitesses, et cela dans des conditions correspondant à une charge partielle et à une ouverture partielle du papillon des gaz, mais où il est possible de réaliser d'autres rapports de vitesses, à savoir, dans des conditions de marche exceptionnelles. Les trois rapports de vitesses normalement employés ont été choisis et ont été conve- nablement échelonnés, en vue du fonctionnement le plus favorable du véhicule en marche normale.
Un autre but de l'invention consiste à établir des moyens pour déterminer un passage automatique du rapport de grande vitesse à un rapport de vitesse moins élevée, situé entre les rapports de moyenne vitesse normale et de grande vitesse normale, ceci dans les conditions de pleine charge et de pleins gaz, comme c'est le cas lorsqu'on désire augmenter l'accélération, . pour dépasser d'autres véhicules, pour monter des côtes, etc..
Un second passage automatique jusqu'à un rapport de vitesses, encore plus réduit, situé entre la petite vitesse normale et la moyenne vitesse normale, se produit sous l'effet d'une charge encore plus élevée et d'une arrivée de gaz encore plus abondante, afin d'assurer un couple et une accélération encore plus élevés dans des conditions de marche extrêmes.
La présente invention peut être réalisée de différentes manières; cependant, la cons- truction montrée aux dessins annexés permet de transmettre le couple selon cinq différents rapports de vitesses, avec fonction- nement automatique de la première, la troisième et la cinquième vitesses dans des conditions de marche normales, des passages à la quatrième et à la seconde vitesses ayant lieu automatiquement, lorsque c'est nécessaire, afin d'assurer le meilleur rendement
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du véhicule dans des conditions exceptionnelles.
Un autre but de l'invention consista à établir un mécanisme de transmission dans lequel des moyens de commande hydrauliques sont utilisés pour effectuer les passages nécessaires d'un rapport de vitesses à un autre. Les passages aux vitesses plus élevées ou plus réduites sont effectués, en ce qui concerne la petite, la moyenne et la grande vitesses normales, au moyen d'embrayages actionnés hydrauliquement par une soupape coulis- sante commandée par le régulateur, tandis que les passages aux vitesses réduites intermddiaires sont assurés par des servo-moteurs hydrauliques contrôlés par une soupape hydraulique rotative couplée à la pédale de l'accélérateur en vue d'un fonctionnement automatique.
La seule intervention manuelle nécessaire dans le cas du mécanisme suivant l'invention vise la détermination de la direction de marche, et l'on prévoit à cet effet un levier de manoeuvre, de préférence sur la colonne de direction, ce le'vier étant relié à une soupape hydraulique rotative, en vue de mettre le mécanisme au point mort, en marche avant ou en marche arrière.
Un autre but de l'invention consiste à employer un accouple- ment à fluide, tout en empêchant effectivement un "rampement* du véhicule lors du ralenti, à la suite d'une transmission du couple par l'accouplement. Ce résultat est obtenu en construisant la soupape contrôlée par l'accélérateur, de telle manière que le fluide sous pression ne soit pas fourni, lors du ralenti, à la soupape commandée à la main, ce quia pour effet de maintenir le mécanisme au point mort pendant le ralenti, quelle que soit la position de la soupape à commande manuelle.
'Un autre but de l'invention consiste à établir une transmis- sion automatique comportant un système planétaire multiple con- ditionné pour transmettre le couple avec trois rapports de vi- tesses différents' en vue de la marche normale, et un système planétaire démultiplicateur prévu pour être commandé en vue d'in- troduire sélectivement un rapport de réduction supplémentaire,
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qui, lorsqu'il est combiné avec les divers rapports de vitesses du système planétaire multiple, fournit des rapports de vitesses additionnels, qui s'intercalent entre les rapports de vitesses normaux.
De plus, on prévoit des moyens pour augmenter autorna- tiquement la pression de l'huile fournie aux embrayages de com- mande, lorsqu'on fait usage du rapport de réduction supplémen- taire du système démultiplicateur, évitant ainsi la surcharge des embrayages par suite du couple accru, appliqué en supplé- ment par le système démultiplicateur.
L'invention prévoit également une disposition pour la marche en pente, pendant laquelle on passe à un rapport de vi- tesses plus réduit, tout en empêchant le fonctionnement de la roue libre, de sorte que le moteur peut être employé pour ralen- tir ou freiner le véhicule. A cette fin, le levier de commande manuelle est déplacé vers une position extrême, et la commande des soupapes hydrauliques est coordonnée de manière à déterminer le passage à un rapport de vitesses moins élevé, avec applica- tion simultanée d'un frein qui supprime l'action de l'accouple- ment à roue libre, normalement employé dans le système de transmission.
L'invention vise en outre à établir une transmission auto- matique à plusieurs vitesses et à commande hydraulique, dans la- quelle la pression du fluide est fournie par une paire de pompes à fluide, dont une commandée par l'arbre moteur et l'autre par l'arbre secondaire, l'invention visant en outre à coordonner l'action des pompes en vue de fournir la pression de fluide né- cessaire dans diverses conditions de fonctionnement.
L'invention vise en outre à prévoir des bandes de frein actionnées automatiquement par des servo-moteurs hydrauliques en vue de conditionner la transmission pour certaines manoeuvres de changement de vitesse et pour assurer la compensation et l'équilibrage des couples de freinage. De plus, des moyens de
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commande de soupapes sont associés au système planétaire démul- tiplicateur pour verrouiller ce dernier dans un rapport 1 : 1 pendant la marche normale et pour déverrouiller automatiquement le système planétaire en vue de permettre la réduction voulue lorsqu'il s'agit de passer rapidement à un rapport de vitesses plus réduit.
Dans les dessins annexés :
Fig. 1 est une vue en coupe longitudinale, partie en éléva- tion, d'une botte de vitesses comportant la présente invention.
Fig. 2 est une vue en coupe transversale de la'pompe avant, prise pratiquement suivant la ligne 2-2 de la Fig. 1.
Fig. 3 est une vue en coupe transversale d'un système planétaire démultiplicateur, prise pratiquement suivant la ligne 3 - 3 de la Fig. 1.
Fig. 4 est une vue en coupe longitudinale prise pratique- ment suivant la ligne 4-4 de la Fig. 3.
Fig. 5 est une vue de détail en coupe, prise pratiquement suivant la ligne 5-5 de la Fig. 3.
Fig. 6 est une vue en coupe transversale du frein de marche avant, prise pratiquement suivant la ligne 6-6 de la Fig. 1.
Fig. 7 est une vue en coupe prise pratiquement suivant la ligne 7-7 de la Fig. 6.
Figs. 8, 9, 10 et 11 sont des vues en coupe transversale de la soupape commandée depuis l'accélérateur, prises pratique- ment et respectivement suivant les lignes 8-8,9-9, 10-10 et 11-11 de la Fig. 18.
Fig. 12 est une vue en coupe axiale de la soupape à commande manuelle, prise pratiquement suivant la ligne 12-12 de la Fig.l.
Figs. 13 et 14 sont des vues en coupe transversale prises pratiquement et respectivement suivant les lignes 13-13 et 14- 14 de la Fig. 12, la soupape à commande manuelle étant dans la position de point mort.
Fig. 15 est une coupe analogue à la Fig. 14, mais montrant
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la soupape dans la position de marche arrière.
Fig. 16 est une coupe analogue à la Fig. 14, mais montrant la soupape dans la position de marche avant.
Fig. 17 est une coupe analogue à la Fig. 14, mais montrant la soupape dans la position de marche en pente.
Fig. 18 est une vue schématique montrant d'une manière sim- plifiée l'ensemble de la construction et le mécanisme de commande hydraulique.
On décrira d'abord brièvement la construction générale de l'ensemble de la transmission. Comme certains organes de celle-ci sont semblables à ceux montrés et décrits dans la demande connexe précitée, on se référera à cette dernière pour une description plus détaillée de ces organes. Les perfectionnements que comporte la transmission suivant l'invention seront ensuite décrits d'une manière plus détaillée, après quoi les fonctions et la coordina- tion des nouveaux éléments et perfectionnements, en combinaison avec l'ensemble de la transmission, seront exposés au cours d'une description détaillée du fonctionnement de la transmission dans différentes conditions.
Comme on le voit plus particulièrement dans les Figs. 1 et 18,'la référence 11 désigne une transmission ou boîte de vitesses automatique, comportant un arbre moteur 12 relié au vilebrequin du moteur, un arbre primaire 13 et un arbre secondaire 14 destiné à être relié aux organes de commande de l'essieu arrière. A l'ar- bre moteur 12 se trouve fixée la coquille de rotor primaire 15 d'un accouplement à fluide 16. Cette coquille comporte une série de palettes 17 qui coopèrent de la manière habituelle avec les palettes 18 de la coquille de rotor secondaire 19. Cette dernière coquille est reliée à l'arbre primaire 13 au moyen d'un accouple- ment à roue libre 21.
La coquille de rotor primaire 15 est réunie par une liaison de commande à un système planétaire démultiplicateur 22, dont le coté mené est destiné à être réuni par une liaison de commande
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à un porte-embrayages .23 au moyen d'un embrayage de moyenne vi- tesse 24. Le système planétaire démultiplicateur 22 sera décrit plus en détail dans la suite; il suffira d'indiquer ici que ce système est pourvu de moyens de commande qui permettent de trans- mettre le coupe à volonté soit suivant un rapport 1 : 1, soit suivant un rapport de réduction, déterminé d'avance.,L'embrayage de moyenne vitesse 24 comprend les disques d'embrayage 25 et 26, réunis respectivement au système planétaire 22 et au porte- embrayages 23.
Le porte-embrayages 23 est en outre appelé à être verrouillé à une cage planétaire 27 au moyen d'un embrayaga de grande vitesse 28, ce dernier comprenant des disques d'embrayage 29 et 31 réunis respectivement à la cage planétaire 27 et au porte-embrayages 23. Les embrayages de moyenne et de grande vitesses sont prévus pour être actionnés automatiquement par un mécanisme hydraulique qui sera décrit dans la suite.
La cage planétaire 27 est montée à rotation autour de l'axe de l'arbre primaire 13 et porte des pignons planétaires multi- ples 32, 33 et 34. Les pignons planétaires 32 sont destinés à engrener avec un pignon solaire 35 monté sur le porte-embrayages 23, tandis que les pignons planétaires 33 engrènent avec le pignon solaire 36 monté sur l'arbre primaire 13, et que les pignons planétaires 34 engrènent avec le pignon solaire 37 monté sur l'arbre secondaire 140
La rotation de la cage planétaire 27 dans le sens de la marche arrière peut être empêchée sélectivement au moyen d'un frein de marche avant 38, agissant par l'intermédiaire de l'ac- couplement à roue libre 39.
Deux pompes à fluide 41 et 42 sont prévues pour fournir du fluide sous pression destiné à actionner la mécanisme de commande de la transmission. La pompe à fluide avant 41 qui sera décrite plus en détail dans la suite, est entraînée par la coquille de rotor primaire 15 de l'accouplement à fluide et fournit de la
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pression à un canal 43 qui traverse les arbres primaire et secondaire 13 et 14 et qui communique avec la chambre de refou- lement 44 de la pompe 42. La pompe arrière 42 est entraînée par l'arbre secondaire 14. Du fluide aspiré dans le fond du carter de la boîte de vitesses est admis dans la chambre d'aspiration 45 de la pompe arrière et est refoulé sous pression par la pompe vers la chambre de refoulement 44.
Une soupape de décompression 46 est interposée dans le carter de la pompe 42 entre les chambres de refoulement et d'as- piration 44 et 45. La tête de la soupape de décompression 46 est soumise à la. pression régnant dans la chambre de refoulement 44, ce qui tend à déplacer la soupape vers la gauche et à établir une communication entre les chambres de refoulement et d'aspira- tion respectivement 44 et 45. Ce déplacement de la soupape de décompression par la pression du fluide rencontre l'opposition d'un ressort 47 et d'une chambre extensible 48 destinée à être reliée au collecteur d'admission du moteur.
Dans cette construc- tion, le ressort- et la chambre à dépression constituent un sys- tème de commande pour la soupape de décompression, destiné à moduler le fonctionnement de cette dernière selon le couple re- quis, étant donné que la dépression dans le collecteur d'admis- sion est inversement proportionnelle au couple. La disposition est telle que la soupape de décompression 46 court-circuite par intermittences la pompe à fluide, en reliant les chambres de refoulement et d'aspiration 44 et 45, maintenant ainsi la pres- sion de fluide à une valeur déterminée par le couple requis.
On remarque que, du fait que les pompes à fluide avant et arrière 41 et 42 sont reliées par le canal 43, ces pompes coopè- rent en vue de fournir du fluide sous pression à l'ensemble du système hydraulique de la transmission. Toutefois, et vu que la pompe arrière 42 est commandée par l'arbre secondaire 14, cette pompe est inactive lorsque le véhicule est arrêté, le moteur étant au ralenti par exemple, la pompe ne fournissant plus de
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fluide sous pression.
Par contre, la pompe avant est entraînée directement par l'arbre moteur 12 par l'intermédiaire de la coquille de rotor primaire 15 et, par conséquent, fournit au système du fluide sous pression pendant le ralenti, assurant ainsi la pression nécessaire pour effectuer, par voie hydrauli- que, les passages entre le point mort, la marche arrière et la marche avant, comme il sera exposé plus amplement dans la suite.
La chambre de refoulement 44 de la pompe arrière 42 commu- nique par un canal 49 avec une soupape hydraulique rotative 51 réunie par une liaison de commande à la pédale d'accélération 52, de façon à être contrôlée automatiquement par la position de cette dernière. Comme on l'exposera plus en détail dans la suite, la soupape 51 relie, dans toute l'étendue de son fonctionnement normal, le canal 49 venant de la pompe, à un canal 53. Les canaux 43 et 53 fournissent du fluida sous pression pour action- ner les embrayages de moyenne et de grande vitesses, respective- ment 24 et 28, par l'actionnement de systèmes de cylindres et de pistons respectivement 54 et 55.
Le passage du fluide dans les canaux 43 et 53 est contrôlé par une soupape à manchon hydraulique 56, dont la position axiale est déterminée par un régulateur centrifuge 57 monté sur le porte- embrayages 23. Suivant la vitesse de rotation, le régulateur 57 agit de manière à déplacer la soupape à manchon hydraulique 56 entre trois positions différentes, à savoir, une position dans laquelle les deux canaux 43 et 53 sont bloqués, rendent ainsi inactifs les embrayages de moyenne et de grande vitesses 24 et 28; une position dans laquelle le canal 43 est ouvert, déter- minant ainsi l'actionnement de l'embrayage de moyenne vitesse 24; et une position dans laquelle les deux canaux 43 et 53 sont ouverts, ce qui détermine l'actionnement des deux embrayages.
Comme il sera exposé plus amplement dans la suite, à propos du fonctionnement de la transmission, l'actionnement de la soupape hydraulique 56 par le régulateur 57 de la manière mentionnée
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ci-dessus a pour effet que la boîte de vitesses transmet normale- ment de la force motrice selon un des trois rapports de vitesses (petite, moyenne et grande) et que les passages entre ces trois rapports de vitesses s'opèrent automatiquement conformément à la vitesse et au couple requis.
L'invention prévoit une seconde soupape hydraulique rotative 58, conçue pour être commandée à la main à l'aide d'un levier de manoeuvre 59, monté de préférence sur la colonne de direction, en vue d'être actionné par le conducteur du véhicule. Le fluide sous pression est fourni à la soupape 58 depuis la soupape bl par un canal 61, la soupape 58 étant appelée à transmettre ce fluide sélectivement par les canaux 62, 63 et 64, aux servo-moteurs hydrauliques 65,66 et 67. Le servo-moteur hydraulique 65 comman- de un frein 68 destiné à arrêter la rotation du porte-embrayages 23 et de mettre ainsi la transmission en marche arrière, comme il sera décrit ci-après d'une manière plus complète.
Le servo- moteur 66 commande un frein 69 agissant sur la cage planétaire 27 en empêchant la rotation de cette dernière et annulant l'action de l'accouplement à roue libre 39 lorsqu'on désire freiner par le couple du moteur par exemple lors d'une descente. Le servo- moteur 67 commande le frein de marche avant 38, qui conditionne la boite de vitesses pour la marche avant, quel que soit le rapport de transmission.
Pompe avant 41 (Figs. 1, 2 et 18).
La pompe avant 41 est d'une construction analogue à celle de la pompe arrière 42, mais est interposée entre l'accouplement à fluide 16 et le système planétaire démultiplicateur 22. Le carter de pompe 71 est supporté par le flasque de fixation avant 72 du carter de vitesses, tandis que le rotor de pompe 73 est relié au moyeu 74 de la couronne ou denture intérieure 75 du système planétaire 22. Etant donné que le moyeu 74 est réuni par une liaison de commande à la coquille de rotor primaire 15 de
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l'accouplement à fluide, on conçoit que la pompe est commandée directement par l'arbre moteur 12 de la boite de vitesses. Par conséquent, la pompe fournit constamment du fluidesous pression au système hydraulique, même pendant le ralenti.
Comme montré dans les Figs. 1 et 2, le carter de pompe 71 comprend une cham- bre de refoulement 76 et une chambre d'aspiration 77, cette dernière étant alimentée en fluide depuis le fond 50 du carter de vitesses par le tuyau d'aspiration 78. Une soupape de décom- pression 79 est montée dans le carter de pompe 71, entre les chambres de refoulement et d'aspiration 76 et 77; elle est d'une construction semblable à celle de la soupape de décompression
46 destinée à la pompe arrière 42, sauf que son déplacement ren- contre uniquement l'opposition d'un ressort 81, de sorte que la pression dans la chambte 76 est maintenue à une valeur cons- tante, à savoir, dans le cas présent, 80 lbs par pouce carré.
Le canal 43 qui va de la chambre de refoulement 76 à la pompe, comporte une soupape de retenue 82 conçue pour produire une obturation à l'aide d'une bille lorsque la pression fournie par la pompe arrière 42 dépasse celle fournie par la pompe avant 41. Dans ce dernier cas, la pompe avant se court-circuite elle-même temporairement à travers la soupape de décompression
79 et le système est alimenté en fluide sous pression uniquement depuis la pompe arrière 42.
Système planétaire démultiplicateur (Fig. 1,3,4,5,18).
Le système planétaire démultiplicateur 22, cité plus haut, est disposé concentriquement par rapport à l'arbre pri- maire 13 entre la pompe avant 41 et l'embrayage de moyenne vi- tesse 24. Ce système planétaire assure une réduction supplémen- .taire, qui peut, dans certaines conditions, être inséré sélec- tivement'dans le train de transmission de la force'motrice.
Comme indiqué plus haut, le moyeu 74 de la couronne à denture intérieure 75 est réuni à la coquille de rotor primaire 15 de
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l'accouplement à fluide et est constamment entraîné à la vitesse du moteur. La couronne dentée 75 est en prise avec plusieurs pignons planétaires 83 portés par une cage planétaire 84, com- portant un moyeu 85 monté à rotation sur l'arbre primaire 13 et rainuré sur le moyeu 86'de l'organe de support 87 de l'embrayage de moyenne vitesse, organe qui porte les disques d'embrayage 25.
Le pignon solaire 88 est monté à rotation sur le moyeu 85 de la cage planétaire et engrène avec les pignons planétaires 83.
Le pignon solaire 88 est pourvu d'une bride 89 qui s'avance en saillie radialement et à laquelle est fixé, par des rivets 91, un plateau d'embrayage 92. A la périphérie extérieure du plateau d'embrayage 92 vient se raccorder un manchon 93 orienté dans le sens axial et portant des disques d'embrayage 94 appelés à enga- ger par friction des disques d'embrayage 95 portés par la cou- ronne dentée 75.On conçoit que lorsque les disques d'embrayage 94 et 95 sont déplacés axialement en vue d'un engagement fric- tionnel réciproque, la couronne dentée 75 et le pignon solaire 88 se trouvent verrouillés l'un à l'autre, et que le train d'engre- nages planétaires tourne comme un ensemble unique, transmettant ainsi la puissance depuis l'arbre primaire 12 jusqu'à l'embrayage de moyenne vitesse 24 avec un rapport de 1 : 1.
Toutefois, lors- que les disques d'embrayage 94 et 95 sont séparés et que le pignon solaire 88 est empêché de tourner, on obtient un rap- port de réduction entre la couronne dentée 75 et la cage plané- taire 84 par l'intermédiaire des pignons planétaires 83.
Le plateau d'embrayage 92, Figs. 3 et 4, présente, au voisi- nage de sa périphérie, six cylindres 96 orientés axialement et espacés angulairement, dans lesquels sont montés à mouvement dans les deux sens des pistons 97 destinés à exercer une pression par l'intermédiaire de l'anneau de poussée 98, sur les disques d'em- brayage 94 et 95. Un orifice d'admission 99 est prévu dans le plateau d'embrayage 92 pour chacun des cylindres 96. Des orifi- ces d'alimentation 100, décalés radialement vers l'intérieur par
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rapport aux orifices d'admission respectifs 99, communiquent, par un passage 101, avec une gorge annulaire 102 pratiquée autour de la périphérie du moyeu 85.
Un canal radial 103, traversant le moyeu 85, réunit la gorge 102 à une gorge annulaire 104 prévue dans l'arbre primaire 13, cette dernière gorge étant reliée par un canal radial 105 au canal 43.
Une soupape d'embrayage 106, ayant la forme d'un disque, est disposé contre la face arrière du plateau d'embrayage 92; elle présente une bride axiale 107 qui part de la périphérie de cette soupape et forme un tambour de frein. La soupape d'embrayage 106 est pourvue d'une série de cavités 108, orientées radialement, une par cylindre 96. Comme il ressort clairement de la Fig. 4, lorsque la soupape d'embrayage occupe une position angulaire dé- terminée par rapport au plateau d'embrayage, les cavités 108 établissent la communication entre les orifices d'alimentation 100 et les orifices d'admission 99 du plateau d'embrayage 92. Dans cette position, le fluide sous pression est fourni aux cylindres 96, ce qui provoque l'engagement des disques d'embrayage 94 et 95, avec verrouillage du système planétaire.
Il convient de noter que les cavités 108 et les orifices 99 et 100 sont étroits dans le sens circonférentiel et qu'un dépla- cement angulaire relativement réduit de la soupape d'embrayage 106 par rapport au plateau d'embrayage 92 a pour effet de couper la communication entre les orifices 99 et 100 et d'interrompre l'alimentation des cylindres en fluide moteur. Le déplacement angulaire de cette amplitude a également pour effet d'établir la communication entre un orifice @ 109 formé dans la sou- pape d'embrayage 106 et orienté radialement, d'une part, et un orifice faisant partie de la série d'orifices d'échappement 110, prévus dans le plateau d'embrayage 92, d'autre part.
Les cylindres
96 sont désormais en communication avec l'atmosphère et sont évacués, ce qui, a pour effet la séparation des disques d'embrayage 94 et 95.
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Le déplacement angulaire relatif entre la soupape d'em- brayage 106 et le plateau d'embrayage 92, nécessaire pour interrompre l'arrivée du fluide aux cylindres 96 et pour évacuer ces derniers, est effectué au moyen d'une bande de frein exté- rieure 111 qui entoure la bride de frein 107 de la soupape d'embrayage 106. Comme montré dans la Fig. 3, la bande de frein 111 s'étend sur la circonférence de la bride de frein 107, une extrémité de la bande étant fixée, au moyen d'une cheville 112, à la nervure 113 faisant saillie vers l'intérieur depuis le carter de vitesses.
L'extrémité opposée de la bande de frein porte un godet 114 destiné à recevoir une extrémité d'une tige de piston 115 partant du piston 116 d'un servo-moteur hydrau- lique 117.Le fluide,sous pression, nécessaire pour actionner le piston 116 et pour produire l'engagement frictionnel entre la bande de frein et la bride de frein, est fourni à travers un canal 118 et sous l'intervention de la soupape 51 commandée par la pédale d'accélération, comme il sera décrit plus ample- ment dans la suite.
Un anneau d'embrayage 119 est monté sur le plateau d'em- brayage 92 et est supporté sur celui-ci, au moyen de trois dis- positifs de support 120, espacés angulairement, Fig. 4. Chaque . dispositif de support 120 comprend un manchon creux 121 qui traverse un orifice 122 prévu dans le disque d'embrayage 92, ainsi qu'un orifice de plus grand diamètre 123, prévu dans la soupape d'embrayage 106. Le manchon traverse un orifice par- tiellement suralésé 124, prévu dans l'anneau d'embrayage 119 et présente une tête 125 qui engage l'anneau. Une tige 16, qui traverse le manchon 121, est fixée par son extrémité anté- rieure à l'anneau d'actionnement 98 au moyen d'une goupille 127.
Un ressort hélicoïdal 128, qui entoure la tige 126, est inter- posé entre la tête de celle-ci et l'extrémité intérieure du manchon 121, ce ressort agissant de façon à solliciter l'anneau d'actionnement 98 de l'embrayage vers sa position dégagée. Une
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rondelle élastique 129, entourant le manchon 121, est interpo- sée entre une bague de retenue 131, prévue sur le manchon, et le fond du suralésage 132 formé dans le plateau d'embrayage 92.
Le plateau d'embrayage 92 et la soupape d'embrayage 106 sont maintenus normalement dans une position angulaire relative déterminée, dans-laquelle la cavité 108 de la soupape coïncide avec les orifices 99 et 100 du plateau. Ceci est réalisé à l'ai- de d'une série d'évidements coniques coïncidants 134, 135 prévus respectivement dans la soupape d'embrayage 106 et dans l'anneau d'embrayage 119. Des billes 136, logées dans ces évidements coïncidants, provoquent une séparation axiale de la soupape d'embrayage 106 d'avec l'anneau 119 après un déplacement ange- laire relatif entre ces deux éléments.
Cette séparation rencontre d'abord l'opposition des ressorts hélicoïdaux 128 et, ensuite, l'opposition conjugée des ressorts 128 et des rondelles 129, qui amortissent et arrêtent tout mouvement angulaire relatif entre la soupape et l'anneau avant que les manchons 121 n'entrent en contact avec les côtés des grandes ouvertures 123 prévues dans la soupape 106.
Le fonctionnement de ce système sera décrit plus en détail dans la suite, mais il convient de remarquer ici que, lorsque le frein 111 est desserré de la bride de frein 107 de la soupape d'embrayage 106, la soupape d'embrayage et le plateau d'embrayage 92 tournent solidairement comme un ensemble rigide, l'évidement 108 étant alors en coïncidence avec les orifices d'admission 99 et 100 en vue d'engager les disques d'embrayage 94 et 95 et verrouiller la couronne dentée 75 et le pignon solaire 88 l'un à l'autre, de sorte que le système transmettra le couple avec un rapport 1 : 1.
Le serrage du frein 111 provoque un mouvement angulaire relatif entre le plateau d'embrayage 92 et la soupape d'embrayage 106, en libérant les disquues d'embrayage et en main- tenant le pignon solaire 88 fixe, de façon que le système trans- mette le couple avec un rapport de réduction.
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Freins actionnéspar servo-moteurs (Fig. 1, 3,6 et 7).
La construction de mécanismes de frein actionnés par servo- moteurs et destinés au système planétaire démultiplicateur 22 est montrée en Fig. 3 et a été décrite plus haut. La construction du frein de descente 69, actionné par le servo-moteur 66, est identique à celle du frein pour le système planétaire et ne sera donc pas décrite en détail.
Le frein de marche avant 38 et le frein de marche arrière 68 supportent une charge notablement plus élevée que le frein plané- taire 111 ou que le frein de descente 69 et, par conséquent, doi- vent être établis de façon à développer une plus grande intensité de freinage que ceux-ci. Les freins 38 et 68 étant de construc- tion identique, seul le frein de marche avant 38 sera décrit en détail. Ce frein est montré clairement dans les Figs. 1, 6 et 7 et comprend deux bandes de frein 141 et 142 espacées axiale- ment et entourant le tambour de frein 143, lequel est relié par l'accouplement à roue libre 39 à la cage planétaire 27. Afin d'assurer la surface de friction de freinage nécessaire, ainsi que pour produire un effet d'auto-serrage, chacune des bandes de frein 141 et 142 comprend plusieurs enroulements.
La bande de frein avant 141 consiste en 2 3/4 enroulements, tandis que la bande de frein arrière 142 comporte 2 1/4 enroulements. Dans cette disposition, les extrémités des bandes de frein peuvent être ancrés en des points diamétralement opposés, afin d'équi- librer les couples de réaction. Le dispositif d'ancrage pour la bande de frein 141 comprend un goujon 144 monté dans le carter de vitesses et pourvu de dents intérieures 145 qui coopèrent avec des dents 146 prévues sur l'extrémité de la bande de frein. L'ex- trémité de la bande de frein 142 est ancrée au carter de vitesses en un point diamétralement opposé et d'une manière identique au moyen du dispositif d'ancrage 147.
Le mécanisme d'actionnement pour les bandes de frein comprend
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le servo-moteur hydraulique 67, dont le piston 148 est relié par une tige de piston 149 à un balancier 151, Fig. 7. Des en- tailles 152, formées dans les extrémités opposées du balancier, sont destinées à recevoir des chevilles 153 portées par les extrémités libres des bandes de frein 141 et 142. On remarquera que le godet 154 qui reçoit la poussée de la tige de piston 149 est décalé par rapport au milieu du balancier, afin d'appli- quer à la courte bande de frein 142 un effort de frein plus élevé qu'à la longue bande de frein 141, équilibrant ainsi l'ef- fet de freinage des deux bandes de frein.
On peut éventuellement employer des bandes de bimétal, par exemple des bandes de frein en acier revêtues de cuivre, afin de constituer des surfaces de friction, à faible usure et à effet de freinage progressif. Les bandes de frein possèdent une élasticité propre suffisante pour se dégager des tambours de frein après desserrage et, vu la faible usure des bandes, la course des pistons des servo-moteurs suffit pour éliminer la nécessité du réglage des bandes de frein à la suite du fonction- nement. Ceci augmente la sécurité de marche de la transmission et simplifie l'entretien.
Mécanisme de commande hydraulique (Figs. 8 - 18 inclusivement).
On se reportera à présent aux Figs. 8 à 18 inclusivement, lesquelles représentent le mécanisme de commande hydraulique pour la boîte de vitesses. Les deux pompes à fluicb 41 et 42, la soupape à manchon hydraulique 56 contrôlée par le régulateur, et les moteurs de commande hydrauliques 54 et 55 pour les em- brayages de moyenne et de grande vitesse 24 et 28 ont déjà été décrits.
Les principales fonctions de commande sont concentrées dans une paire de soupapes rotatives 51 et 58. La position de la soupape rotative 51 est contrôlée par la pédale d'accélérateur 52. Comme montré clairement dans les Figs. 10 et 18, la soupape
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51 est munie d'un forage central 161, lequel communique cons- tamment avec la chambre de refoulement 44 de la pompe 42 au moyen d'un canal 49 qui part de la pompe pour aboutir à la gorge annulaire 162 prévue dans la soupape et reliée à son tour, par un orifice radial 163, à l'orifice central 161. De cette façon, la soupape 51 actionnée par l'accélérateur se trouve constamment sous pression.
En considérant la Fig. 8, qui montre la soupape 51 dans la position de ralenti, on voit que le fluide sous pression contenu dans le forage 161 de la soupape est en communication avec une gorge 164 qui s'étend sur une partie de la périphérie de la soupape, mais que toute communication est interrompue entre la gorge 164 et le canal 61 allant à la soupape 58 à commande manuelle. Une gorge 165, qui entoure partiellement le côté opposé de la soupape 51, établit, dans la position de ralenti, la communication entre le conduit 61 et un canal de départ 166 qui débouche dans l'intérieur du carter de vitesses, sous la pression atmosphérique.
Par conséquent, la soupape 58 n'est pas sous pression pendant le ralenti, ce qui a pour effet, comme on le verra dans la suite, de mettre la transmission au point mort, en empêchant le rampement dû à une transmission de la puissance par l'accouplement à fluide.
Le déplacement initial de la pédale d'accélérateur fait tourner la soupape 51 dans le sens antihorlogique et établit la communication entre la gorge 164 et le canal 61, en vue d'alimenter la soupape 58 en fluide sous pression. Comme il ressort clairement des Figs. 12 et 13, la soupape 58 est munie d'une entaille d'admission 167, qui établit la communication entre le canal 61 et un alésage axial 168 de la soupape 58.
Cette dernière présente en outre sur sa périphérie une série d'encoches de détente périphériques 169, 170, 171 et 172, dans lesquelles peut s'engager une bille 173 soumise à la pression d'un ressort et destinée à mettre la soupape au point dans
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l'une ou l'autre de quatre positions angulaires différentes.
En considérant les Figs. 12 et 14 à 17 inclusivement, on voit que l'alésage central 168 de la soupape 58 communique avec une paire de canaux radiaux 174 et 175 et que cette soupape présente des entailles transversales 176 et 177 sur les côtés opposés de ces canaux. L'extrémité extérieure du canal 175 est évasée en 178. Les entailles transversales 176 et 177 communi- quent respectivement avec l'intérieur du carter de transmission à travers les orifices de départ 179 et 181.
Comme il sera décrit plus en détail à propos du fonctionnement de la transmission, la soupape 58 est déplacée angulairement au moyen du levier de commande manuel 59, en vue d'établir sélecti- vement la communication entre le forage central 168, sous pres- sion, de cette soupape, et les canaux 62,63 et 64, qui condui- sent respectivement au servo-moteur de marche arrière 65, au servo-moteur de descente 66 et au servo-moteur de marche avant 67.
En considérant la soupape 51 commandée par l'accélérateur, notamment les Fige. 9 et 18, on remarquera que le forage central 161, constamment sous pression, de cette soupape, communique, par un canal radial 183, avec une gorge périphérique 184, qui, pendant la course normale de l'accélérateur, communique avec le canal 53 allant au dispositif de commande hydraulique 55 pour l'embrayage de grande vitesse 28. On conçoit cependant qu'un déplacement angulaire adéquat de la soupape dans le sens anti- horlogique aura pour effet d'interrompre la communication entre le forage 161, constamment sous pression, et le canal 53 de l'embrayage de grande vitesse, ainsi que de relier ce dernier canal au passage de sortie 185 par la gorge périphérique 186.
En considérant les Figs. 11 et 18, on voit que le forage 161, constamment sous pression, de la soupape 51, communique avec un canal radial 187, qui présente une extrémité extérieure évasée 188. La rotation antihorlogique de la soupape 51 a pour
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effet de faire coïncider les extrémités extérieures évasées 188 du passage radial 187, avec un canal 189 présentant des branches 118 et 191. La branche 118 fournit du fluide sous pression au servo-moteur 117 destiné à serrer le frein 111 pour le système planétaire démultiplicateur 22. Comme décrit plus haut, le serrage du frein 111 a pour effet de déverrouiller le train d'en- grenage planétaire de façon que ce dernier puisse transmettre le couple avec un rapport de réduction.
Cette réduction inter- calée dans la transmission a pour effet d'appliquer aux dispo- sitifs de commande hydrauliques 54 et 55 pour les embrayages de moyenne et de grande vitesse 24 et 28 un couple plus élevé. Afin d'assurer l'alimentation supplémentaire des dispositifs hydrau- liques 54'et 55 en fluide sous pression, de façon que les em- brayages de moyenne et de grande vitesses 24 et 28 puissent transmettre convenablement le couple supplémentaire, la branche 191 conduit vers la chambre 192 formée dans le carter de la pompe arrière 42 derrière la soupape de décompression 46. Un orifice de sortie 193 est prévu pour évacuer la chambre 192.
En calculant convenablement les proportions relatives des ori- fices d'entrée et de sortie pour la chambre 192, on peut appli- quer à la soupape de décompression une pression déterminée d'avance, en vue de seconder l'action du ressort 47 et,d'aug- menter la pression dans la chambre de refoulement 44 de la pompe.
On considérera maintenant la Fig. 1, qui montre les moyens de commande pour les soupapes 51 et 58. L'arbre 194 de la sou- pape 58 porte un levier 195, relié par une timonerie 196 au levier de commande manuelle 59, monté sur la colonne de direc- tion. La soupape 51 porte à une de ses extrémités un pignon concentrique 197, appelé à engrener avec un secteur denté 198, calé sur l'arbre 199, monté à rotation dans la boîte de vites- ses. Un bras 201, fixé à l'arbre 199, présente à une de ses extrémités une came 202, tandis que son extrémité opposée est pourvue d'une rainure 203 qui reçoit une extrémité d'un levier
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coudé 204, monté à pivotement sur le dit bras. L'extrémité libre du levier coudé 204 est reliée au moyen d'une bielle 205 à la pédale d'accélérateur 52.
L'abaissement de la pédale d'accélé- rateur a pour effet de déplacer la bielle 205 dans le sens de la compression, en vue de faire tourner le levier coudé 204 et, par l'intermédiaire du bras 206 de ce dernier, le bras 201.
Le levier de commande 195 pour la soupape 58 présente un prolongement 207 qui constitue une came appelée à coopérer avec la came 202 du levier 201, afin d'assurer un mouvement conjugué des soupapes 51 et 58 lors d'une descente.
Fonctionnement.
La transmission selon l'invention peut être considérée comme entièrement automatique pendant la marche normale, étant donné que le passage entre les divers rapports de vitesses s'effectue automatiquement, ce passage étant contrôlé par la soupape à manchon 56 commandée par le régulateur, ainsi que par la soupape rotative 51 commandée par l'accélérateur. La seule intervention manuelle nécessaire consiste à effectuer le dépla- cement de la soupape rotative 58 en vue de déterminer le sens de la marche et d'obtenir le freinage en pente.
Comme il ressort des dessins et de la description qui pré- cède, le mécanisme de transmission selon l'invention comporte cinq vitesses avant et une vitesse arrière. Les rapports de vitesses ci-après ont été trouvés satisfaisants et seront in- diqués à titre illustratif.
EMI21.1
<tb>
1ere <SEP> - <SEP> 3,48 <SEP> : <SEP> 1
<tb>
<tb> 2nde <SEP> - <SEP> - <SEP> 2,36 <SEP> : <SEP> 1
<tb>
<tb> 3ème <SEP> - <SEP> 1,68 <SEP> : <SEP> 1
<tb>
<tb> 4ème <SEP> . <SEP> 1,41 <SEP> : <SEP> 1
<tb>
<tb> 5ème <SEP> - <SEP> 1 <SEP> : <SEP> 1 <SEP>
<tb>
Lors du roulage normal du véhicule en marche avant, on emploie uniquement les première, troisième et cinquième vitesses
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(appelées également petite, moyenne et grande). Ces rapports ont été choisis en vue du meilleur fonctionnement et du meilleur rendement et sont convenablement éloignés les uns des autres, en vue d'assurer un fonctionnement doux et un rendement maximum.
La quatrième vitesse représente le premier rapport de réduction, lequel s'établit automatiquement, lorsqu'on doit obtenir une accélération supplémentaire, supérieure à celle qui est réali- sée en grande vitesse. Un passage automatique de la première vitesse à la seconde a lieu lorsqu'une nouvelle accélération supplémentaire est nécessaire et, de plus, ce rapport de vites- ses est utilisé pour le freinage en pente.
Ainsi, et bien que la boite de vitesses comporte cinq rapports de vitesses avant, trois seulement de ceux-ci sont employés en marche normale, tandis que les deux autres inter- viennent lorsque des conditions ou circonstances exceptionnelles exigent des rapports de vitesses qui ne sont pas compris dans la gamme de vitesses du fonctionnement normal. Par conséquent, le mécanisme de transmission est d'un fonctionnement souple et ' fournit à tout moment le rapport de vitesses qui convient au fonctionnement sûr et satisfaisant.
Point mort.
Lorsque le moteur est au ralenti, la soupape 51 commandée par l'accélérateur relie la soupape 58 à commande manuelle au côté évacuation, conne montré en Fig. 8. Dans cette position de la soupape 51, le passage d'évacuation 166 est relié par la gorge périphérique 165 au canal 61 allant à la soupape 58 et communiquant avec le forage central 168 à travers la gorge lo7, Fig. 13. La soupape 58 à commande manuelle, n'étant désormais plus sous pression, ne peut pas fournir du fluide sous pression auervo-moteurs hydrauliques, et la botte de vitesses reste au point mort, quelle que soit la position de la manette de commande 59 montée sur la colonne de direction.
Cette disposition est
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avantageuse, étant donné qu'elle empêche effectivement le rampe- ment dû à la transmission du couple par l'accouplement à fluicb 16 lorsque le moteur est au ralenti. Par exemple, lorsque le véhicule est arrêté momentanément, la manette 59 n'est normale- ment pas déplacée depuis sa position de marche avant;
toutefois et comme la soupape 58 cesse d'être alimentée en fluide sous pres- sion, la boîte de vitesses reste au point mort, ce qui empêche le rampement* Lorsqu'on avance légèrement la pédale d'accéléra- teur, il en résulte une rotation de la soupape 51 dans le sens antihorlogique, Fig. 8, de sorte que la soupape 58 est à nouveau alimentée en fluide sous pression depuis l'alésage 161, constam- ment sous pression, ce fluide se dirigeant vers le canal 61 par la gorge périphérique 164.
La pompeeavant 41, étant commandée directement par l'arbre moteur 12, débite du fluide sous pression même lorsque le véhicu- le est arrêté et que la'pompe 42 montée sur l'arbre secondaire 14 est inactive, de sorte que la pompe 41 fournit du fluide sous pres- sion au système de transmission, ce qui permet d'actionner les servo-moteurs hydrauliques des freins én vue des passages entre le point mort, la marche arrière et la marche avant.
PREMIERE OU PETITE VITESSE.
En petite vitesse, la soupape à. manchon hydraulique 56, com- mandée par le régulateur, interrompt le passage du fluide dans les canaux 43 et 53 et, par conséquent, ni l'embrayage de moyenne vi- tesse 24, ni l'embrayage de grande vitesse 8, n'est actionné.
La force motrice est transmise depuis l'arbre moteur 12, par l'in- termédiaire de l'accouplement à fluide 16, à l'arbre primaire 13, et de là, par le pignon solaire 36, les pignons planétaires 33 et 34 et le pignon solaire 37, à l'arbre secondaire 14, en entraînant ce dernier dans le sens de la marche avant selon un rapport de pre- mière ou petite vitesse, soit 3,48 : 1 .
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TROISIEME OU MOYENNE VITESSE.
La transmission passe automatiquement à la moyenne vitesse après que la vitesse de rotation du porte-embrayage 23 subit un accroissement déterminé d'avance. Cette augmentation de la vi- tesse a pour effet un déplacement radial du régulateur centrifuge 57 et un déplacement axial de la soupape à manchon hydraulique 56, en provoquant une ouverture du canal 43 et en admettant du fluide sous pression au dispositif de commande hydraulique 54 en vue d'actionner l'embrayage de moyenne vitesse 24. L'action- nement de cet embrayage a pour effet un engagement frictionnel des disques d'embrayage 25 et 26, verrouillant ainsi la cage planétaire 84 du système planétaire démultiplicateur 22 au porte- embrayages 23.
Comme décrit plus haut, le train planétaire démultiplicateur 22 est conçu pour transmettre le couple avec un rapport égal à l'unité soit 1 : 1 , sauf lorsque le servo-moteur hydraulique 117 entre en action, ce qui détermine l'interposition dans le système de transmission d'un rapport de réduction de 1,41 : 1 .
En considérant la Fig. 11, on voit que, dans des conditions de marche normale, correspondant à une ouverture du papillon de 0 à 90 %, la soupape 51, commandée par l'accélérateur, maintient hors d'activité le servo-moteur hydraulique 117 pour le système planétaire, ,tant donné que la rotation antihorlogiqve de la sou- pape 51, d'une amplitude correspondant à un mouvement de la pé- dale d'accélérateur égale à.90 % de sa course totale, est néces- saire pour établir la communication entre le passage 188, sous pression, et le canal 189 allant au servo-moteur hydraulique 117.
Lorsque le serve-moteur hydraulique 117 est inactif et que le frein 11 est dégagé de la bride de frein 107 de la soupape d'embrayage 106, le dispositif de support 120, soumis à une ac- tion de ressort, maintient le plateau d'embrayage 92 et la sou- pape d'embrayage 106 dans. leur position neutre l'un par rapport
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à l'autre,, comme montré dans la Fig. 3, position dans laquelle le fluide sous pression venant du conduit de refoulement 43 de la pompe accède aux cylindres d'embrayage 96 par le passage 105,104, 103, 102, 101, l'orifice 100, l'évidement 108 et l'orifice d'ad- mission 99 (Fig. 4).
Les pistons 97 sont actionnés en vue d'en- gager par friction les disques d'embrayage 94 et 95, dans le but de verrouiller la couronne dentée 75 au pignon solaire 88 au moyen du plateau d'embrayage 92. Lorsque le train planétaire est ainsi verrouillé, la force motrice est transmise avec un rapport de vitesses égal à l'unité depuis l'arbre moteur 12 jusqu'au por- te-embrayages 23. Ce dernier entraîne le pignon solaire 35 qu'il porte et, par l'intermédiaire des pignons planétaires 32 et 34 et du pignon solaire 37, entraîne en rotation l'arbre secondaire 14 avec un rapport de moyenne ou de troisième vitesse, soit un rap- port de 1,68 : 1 .
CINQUIEME ou GRANDE VITESSE..
Lorsque la vitesse de rotation du porte-embrayages 23 a aug- menté d'une nouvelle quantité déterminée d'avance, la soupape hy- draulique 56, commandée par le régulateur, est déplacée jusqu'à .une position dans laquelle elle établit une communication permet- tant le passage du fluide, parle canal 53, au moteur de commande hydraulique 55. 'Ce dernier actionne l'embrayage de grande vitesse 28 et engage par friction lesdiques d'embrayage 29 et 31, de maniè- re à verrouiller le porte-embrayages 23 à la cage planétaire 27 du système planétaire multiple. Etant donné que le pignon 35 est porté par le porte-embrayages, il en résulte que le porte-embraya- ges, la cage planétaire et le triple pignon planétaire tournent comme un ensemble rigide.
Etant donné que le servo-moteur hydraulique 117 pour le train planétaire démultiplicateur est encore inactif, le système plané- taire 22 reste dans la position verrouillée, en transmettant le couple avec un rapport de 1 :1. Par conséquent, il s'établit une
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prise directe entre l'arbre moteur 12 et l'arbre secondaire 14, avec transmission du couple à la vitesse du moteur et en marche avant.
MARCHE ARRIERE.
Pour obtenir la marche arrière, on déplace la manette de commande 59 de manière à amener la soupape 58 dans sa position de marche arrière, établissant ainsi la circulation du fluide de- puis le forage 168, sous pression, de la soupape 58, comme montré dans la Fig. 15, à travers le passage radial 174, vers le canal 62 allant au servo-moteur 65 pour le frein de marche arrière 68, en serrant ce dernier sur le porte-embrayages 23. L'effort moteur est désormais transmis depuis l'arbre moteur 12, par l'intermédiai- re de l'accouplement à fluide 16, à l'arbre primaire 13, ce qui a pour effet d'entraîner le pignon solaire 36 porté par celui-ci, ainsi que les pignons planétaires 33, de même que les pignons pla- nétaires 32 et 34, solidaires de ceux-ci.
Etant donné que le frein de marche avant est désormais desserré, de sorte que la cage planétaire 27 n'est plus subordonnée à l'action de l'accouplement à roue libre 39, et que le frein de marche arrière 68 est serré, avec verrouillage du porte-embrayages 23 et de son pignon solaire 35, les engrenages fonctionnent désormais comme un système plané- taire et l'arbre secondaire 14 est entraîné en rotation dans le sens de la marche arrière par les pignons planétaires 34 et le pignon solaire 37.
QUATRIEME VITESSE ou PREMIERE DEMULTIPLICATION INTERMEDIAIRE.
Pour assurer le rendement maximum, certaines conditions de fonctionnement exigent une accélération immédiate, supérieure à celle qui peut être obtenue avec le rapport de cinquième ou de grande vitesse. Ceci peut se produire par exemple lorsqu'il s'a- git de monter une côte ou de dépasser d'autres vehicules. Dans ces conditions, le passage à un rapport de vitesse moins élevé est
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obtenu en accentuant la position angulaire-de l'accélérateur ou du papillon des gaz.
En considérant la Fig. 11, on voit qu'un mouvement de 90% du papillon correspond à une rotation antihorlogique de la soupape 51 commandée par l'accélérateur, de manière à établir la com- munication entre le forage central 161, toujours sous pression, de cette soupape, et le servo-moteur hydraulique 117 pour le sys- tème planétaire 22, à travers les passages 187 et 188 et les ca- naux 189 et 118.
Comme il ressort des Figs. 3, 4 et 5, le piston 116 du servo-moteur hydraulique 117 est actionné en vue de serrer la bande de frein 111 sur la bride de frein 107 de la soupape d'em- brayage 106. Le ralentissement de la soupape d'embrayage 106 par le frein détermine un mouvement angulaire relatif entre la soupape 106 et le plateau d'embrayage rotatif 92, ce qui a pour effet un mou- vement axial de l'anneau d'embrayage 122 par suite de l'effet de came obtenu par l'action conjugée des billes 136 et des cavi- tés coniques 134 et 135, respectivement de la soupape et de l'an- neau. Ce déplacement axial rencontre d'abord l'opposition du ressort hélicoïdal 128 et, finalement, celle de la rondelle 129.
La disposition est telle que le mouvement angulaire relatif suffit pour amener la cavité 108 de la soupape d'embrayage 106 à interrompre le passage du fluide entre l'orifice d'alimentation 100 et l'orifice d'admission 99 du plateau d'embrayage 9, tout en reliant les cylindres d'embrayage 96 à la canalisation d'éva- cuation par les orifices 'évacuation 109 et 110. La séparation des disques d'embrayage 94 et 95, qui en résulte, a pour effet de déverrouiller la couronne dentée 75 d'avec le pignon solaire 88.
Toutefois, il convient de remarquer que la rotation du pignon solaire 88 est empêchée par l'engagement frictionnel entre le pla- teau d'embrayage 92 et la soupape d'embrayage 106, cette dernière étant bloquée par le frein 111. Lorsque le pignon solaire 88 est immobilisé, la force motrice est transmise par le train planétaire
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depuis la couronne dentée 75 jusqu'à, la cage planétaire 84 avec un rapport de réduction de 1,41 à 1. Ce rapport de réduction est interposé dans le système de transmission et, comme les embraya- ges de moyenne et de grande vitesse 24 et 28 restent appliqués, le restant de la transmission continue à transmettre le couple suivant un rapport égal à l'unité ou de 1 : 1 .
Il en résulte que la boîte de vitesses transmet désormais le couple suivant un rapport de 1,41 : 1 , ce qui représente la quatrième vitesse et constitue un rapport intermédiaire entre le rapport de moyenne ou troisième vitesse, soit 1,68 : 1 et la prise directe de la cinquième ou grande vitesse. Ceci représente un rapport de vites- ses convenable en vue du rendement maximum dans des conditions qui exigent une accélération supplémentaire, au-delà de celle obtenable en grande vitesse, et cela sans réduire le rapport jusqu'à la moyenne vitesse ce qui pourrait, dans certains cas, nuire à la souplesse et à la sécurité de fonctionnement du véhi- cule.
L'introduction, dans le système de transmission de puissance, de la réduction de vitesse et de la multiplication du couple par le système planétaire 22, impose une charge plus élevée aux em- brayages de moyenne et de grande vitesse 24 et 8. Afin de faire face à cette charge supplémentaire imposée aux embrayages, on pré- voit des moyens pour augmenter la pression du fluide dans le sys- tème. Comme il ressort clairement des Figs. 11 et 18, la rotation de la soupape 51 jusqu'à la position nécessaire pour relier le forage 161, toujours sous pression, de cette soupape, au canal 189, en vue d'actionner le servo-moteur 177 pour le système planétaire 22, a en même temps pour effet de fournir du fluide sous pression au canal d'embranchement 191 allant vers la chambre 192 située derrière la soupape de décompression 46 pour la pompe arrière 42.
Cette pression s'ajoute à l'antagonisme du ressort 47 et retarde l'intervention de la soupape de décompression jusqu'à ce qu'une pression plus élevée soit atteinte dans la chambre de refoulement44.
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En calculant convenablement les sections de passage relatives du canal 191 et de l'orifice d'évacuation 193 de la chambre 192, on règle l'accroissement de la pression de manière à obtenir un maxi- mum de'112 lbs par pouce carré, alors qu'on prévoit normalement 80 lbs par pouce carré sous la pleine charge.
Cette augmentation de la pression est suffisante pour compenser l'augmentation du couple de 41 %, imposée aux embrayages par l'effet multiplicateur de couple produit par le système planétaire 22. Cette augmenta- tion de la pression est empêchée de se propager jusqu'à la cham- bre de refoulement 76 de la pompe avant 41, grâce à la soupape de retenue 82, Fig. 2, afin que la pression accrue ne soit pas dissi- pée à travers la soupape de décompression 79 de la pompe avant, laquelle est prévue pour fournir une pression maximum constante de 80 lbs par pouce carré.
SECONDE VITESSE ou SECONDE DEMULTIPLICATION INTERMEDIAIRE.
Dans certaines conditions de marche extrêmes, il peut être indiqué d'employer un rapport de vitesses encore plus réduit et intermédiaire aux petite et moyenne vitesses normales. Dans la boîte de vitesses décrite ici, ceci peut être réalisé automatique- ment en àbaissant la pédale d'accélérateur au-delà de sa position correspondant à une ouverture de 100 % du papillon ou de "pleins gaz". Le déplacement au-delà de cette position est rendu possi- ble par l'extension des accouplements à ressort, généralement employés dans la timonerie de liaison.
En considérant la Fig. 11 on voit que l'extrémité extérieure évasée 188 du passage radial 187 prévu dans la soupape 51 main- tient la communication entre le forage 161, constamment sous pres- sion, et le canal 189 allant au servo-moteur hydraulique 117 pour le système planétaire 22, lorsque la soupape a exécuté une rota- tion supplémentaire dans le sens antihorlogique par suite du dé- placement de la pédale d'accélérateur depuis la position d'ouver- ture du papillon de 100 % jusqu'à celle de 110 %. Ainsi, le rap-
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port 1,41 : 1 , déterminé par le train planétaire 22., est rnainte- nu dans le système de transmission.
En considérant la Fig. 9, on voit qu'une rotation antihorlo- gique de la soupape 51 a pour effet d'interrompre finalement le passage du fluide sous pression depuis le forage 161, constamment sous pression, jusqu'au canal 53 allant au dispositif moteur hy- draulique 55 pour l'embrayage de grande vitesse 28, et de relier le canal 53 à l'orifice d'évacuation 185. La réduction, qui en résulte, de la pression agissant sur le dispositif de commande hydraulique 55, a pour effet de libérer l'embrayage de grande vi- tesse 28 et de déverrouiller la cage planétaire 27 d'avec le porte- embrayages 23.
Le dégagement de l'embrayage de grande vitesse 28 a pour effet d'amener le système planétaire multiple de la transmission à revenir à son rapport de moyenne ou troisième vitesse et, à ce moment, cette partie de la boîte de vitesses transmet le couple avec un rapport de 1,68 : 1 . Toutefois, et vu, que le système planétaire 22 transmet désormais le couple avec un rapport de réduc- tion de 1,40 : 1, le rapport de vitesses résultant pour l'ensemble de la transmission est de 2,36 : 1 , grâce à la combinaison, men- tionnée plus haut, des rapports de 1,68 : 1 et de 1,41 : 1 .
MARCHE EN PENTE.
Des moyens sont prévus pour permettre au moteur du véhicule de travailler avec une démultiplication et de ralentir la vitesse du véhicule lors d'une descente. Dans le cas décrit ici, on a cons- taté qu'il était indiqué d'utiliser le rapport de seconde vitesse, soit ,36 : 1 , comme rapport de freinage en pente.
Par conséquent, la soupape 51, commandée par l'accélérateur, Figs. 9 et 11, doit être tournée d'un angle équivalent à celui dont elle est tournée pour 100 - 110 % d'ouverture de papillon, afin d'interrompre l'ar- ,,rivée du fluide sous pression à l'embrayage de grande vitesse 28 et d'actionner le servo-moteur hydraulique 117 pour le système
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planétaire 22, imposant ainsi à la transmission les mêmes condi- tions de fonctionnement que celles décrites ci-dessus à propos du passage de la troisième vitesse à la seconde. De plus, l'em- brayage à roue libre 39, prévu pour la cage planétaire 27 doit être bloqué, afin d'empêcher que la vitesse de l'arbre secondaire de la boîte de vitesses ne dépasse pas celle de l'arbre moteur.
Ceci est obtenu en actionnant à la main la manette de commande 59 prévue sur la colonne de direction, en vue de tourner la sou- pape.58 jusqu'à, la position de descente, comme montré dans la Fig. 17, dans laquelle le forage 168, sous pression, de cette sou- pape, se trouve relié par le passage radial 174 au canal 63 al- lant au servo-moteur hydraulique 66. L'actionnement de ce dernier a pour effet d'appliquer le frein de descente 69 à la cage plané- taire 27, en vue de verrouiller cette dernière contre toute rota- tion et de bloquer l'accouplement à roue libre 39.
En considérant la Fig. 17, on voit que la soupape 58 est con- çue de telle manière que, lorsqu'elle occupe la position de des- cente, elle maintienne la communication entre le forage 168, sous pression, et le canal 64 allant au servo-moteur de marche avant 67, en vue de maintenir le frein de marche avant 38 appliqué. Ceci conditionne la boîte de vitesses en vue d'un retour immédiat à son fonctionnement automatique normal comportant les rapports de transmission de petite, moyenne et grande vitesses.
La Fig. 1 indique la manière dont le fonctionnement des sou- papes 51 et 58 est coordonné en vue d'une application du frein de descente 69, avec passage simultané au rapport de seconde vitesse, sans gêner l'actionnement normal de la soupape 51 par la pédale d'accélérateur. Dans cette Fig. le levier de commande 195 pour la soupape 58 est représenté dans sa position de marche avant, -tandis que le bras de commande 201 pour la soupape 51 occupe la position de ralenti ou de papillon fermé. On conçoit que l'action- nement de la pédale d'accélérateur en vue de déplacer la tringle 205 vers la droite, a pour effet de tourner le bras 201 dans un
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sens horlogique, en l'éloignant de la came 207 solidaire du le- vier 195.
Lorsque le véhicule doit descendre une pente, on déplace le levier 195 dans le sens antihorlogique à l'aide de la manette 59 prévue sur la colonne de direction. Ceci a pour effet une rota- tion du bras 201 dans le sens horlogique par l'action de la came 207 sur la came 202, cette rotation ayant lieu sans affecter la position de l'accélérateur ou du papillon, étant donné que le bras 201 peut s'éloigner librement du bras 206 du levier coudé 204 relié à la timonerie d'accélérateur. La rotation du bras 201 provoque une rotation de la soupape 51 au moyen du secteur denté 198 et du pignon 197, engrenant l'un avec l'autre, de façon à ame- ner cette soupape dans la position citée plus haut, dans laquelle l'embrayage de grande vitesse 28 est rendu inactif, tandis que le servo-moteur 117 pour le système planétaire 22 est actionné.
On comprendra que l'invention ne doit pas être limitée à la construction précise décrite et représentée ici, mais qu'on peut y apporter divers changements et modifications, sans en dépasser la portée.
REVENDICATIONS.
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"Improvements to variable speed power transmission mechanisms"
The invention relates generally to a transmission mechanism and more particularly to a multi-speed automatic transmission mechanism.
The present invention constitutes an improvement to the automatic gearbox disclosed in the earlier Belgian patent application? 362.884 of 22-8-1946, by the same authors, The gearbox according to the latter application comprises a system of multiple planetary gears, intended to transmit the torque according to three different speed ratios, the change from low gear to the average, speed or intermediate speed - and of this at high speed being operated automatically by the intervention of medium and high speed clutches, which are actuated by a pressurized fluid supplied by a
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fluid pump and controlled by a hydraulic valve controlled by the regulator.
An object of the present invention is to "establish an automatic transmission mechanism, in which there normally occurs an automatic change between three gear ratios, and this under conditions corresponding to a partial load and to an automatic transmission. partial opening of the throttle valve, but where it is possible to achieve other gear ratios, that is, under exceptional running conditions. The three gear ratios normally used have been chosen and have been suitably staggered, in view of the most favorable operation of the vehicle in normal running.
Another object of the invention consists in establishing means for determining an automatic passage from the high speed ratio to a lower speed ratio, located between the normal medium speed and high normal speed ratios, this under full conditions. load and full throttle, as is the case when you want to increase the acceleration,. to overtake other vehicles, to climb hills, etc.
A second automatic change to an even lower gear ratio, between low normal speed and medium normal speed, occurs under the effect of an even higher load and an even more gas supply. plentiful, to ensure even higher torque and acceleration under extreme running conditions.
The present invention can be carried out in different ways; however, the construction shown in the accompanying drawings allows torque to be transmitted in five different gear ratios, with automatic operation of first, third and fifth gears under normal running conditions, from shifts to fourth and at the second speed taking place automatically, when necessary, to ensure the best performance
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of the vehicle in exceptional conditions.
Another object of the invention is to establish a transmission mechanism in which hydraulic control means are used to effect the necessary changes from one gear ratio to another. Shifts to higher or lower speeds are effected, as regards low, medium and high normal speeds, by means of clutches actuated hydraulically by a sliding valve controlled by the governor, while changes to Intermediate reduced speeds are provided by hydraulic servo motors controlled by a rotary hydraulic valve coupled to the accelerator pedal for automatic operation.
The only manual intervention required in the case of the mechanism according to the invention is aimed at determining the direction of travel, and for this purpose an operating lever is provided, preferably on the steering column, this lever being connected to a rotary hydraulic valve, in order to put the mechanism in neutral, forward or reverse.
Another object of the invention is to employ a fluid coupling, while effectively preventing "crawling" of the vehicle when idling, as a result of torque transmission through the coupling. This result is achieved by constructing the throttle controlled valve such that pressurized fluid is not supplied, when idling, to the hand operated valve, which has the effect of keeping the mechanism in neutral during idling, however regardless of the position of the manually operated valve.
Another object of the invention is to provide an automatic transmission comprising a multiple planetary system conditioned to transmit torque with three different gear ratios for normal operation, and a planetary reduction system provided. to be ordered with a view to selectively introducing an additional reduction ratio,
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which, when combined with the various gear ratios of the multiple planetary system, provide additional gear ratios, which are inserted between the normal gear ratios.
In addition, means are provided for automatically increasing the pressure of the oil supplied to the control clutches, when the additional reduction ratio of the reduction system is used, thus avoiding overloading of the clutches as a result. increased torque, applied additionally by the reduction system.
The invention also provides an arrangement for going downhill, during which the gear is shifted to a lower gear ratio, while preventing the operation of the freewheel, so that the motor can be used to slow down or brake the vehicle. To this end, the manual control lever is moved to an extreme position, and the control of the hydraulic valves is coordinated in such a way as to determine the shift to a lower gear ratio, with simultaneous application of a brake which suppresses the pressure. The action of the freewheel coupling, normally employed in the transmission system.
The invention further aims to provide a multi-speed, hydraulically controlled automatic transmission in which the fluid pressure is supplied by a pair of fluid pumps, one of which is controlled by the motor shaft and the motor shaft. another by the secondary shaft, the invention further aimed at coordinating the action of the pumps to provide the necessary fluid pressure under various operating conditions.
The invention further aims to provide brake bands actuated automatically by hydraulic servomotors in order to condition the transmission for certain gear change maneuvers and to ensure the compensation and the balancing of the braking torques. In addition, means of
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control valves are associated with the planetary reduction system to lock the latter in a 1: 1 ratio during normal operation and to automatically unlock the planetary system to provide the desired reduction when it comes to changing quickly to a gear. lower gear ratio.
In the accompanying drawings:
Fig. 1 is a longitudinal sectional view, partly in elevation, of a gear boot embodying the present invention.
Fig. 2 is a cross-sectional view of the front pump, taken substantially along the line 2-2 of FIG. 1.
Fig. 3 is a cross-sectional view of a planetary reduction system, taken substantially along the line 3-3 of FIG. 1.
Fig. 4 is a longitudinal sectional view taken substantially along line 4-4 of FIG. 3.
Fig. 5 is a sectional detail view, taken substantially along the line 5-5 of FIG. 3.
Fig. 6 is a cross-sectional view of the forward brake, taken substantially along line 6-6 of FIG. 1.
Fig. 7 is a sectional view taken substantially along line 7-7 of FIG. 6.
Figs. 8, 9, 10 and 11 are cross-sectional views of the valve controlled from the accelerator, taken substantially and respectively along lines 8-8,9-9, 10-10 and 11-11 of FIG. 18.
Fig. 12 is an axial sectional view of the manually operated valve, taken substantially along line 12-12 of Fig.l.
Figs. 13 and 14 are cross-sectional views taken substantially and respectively along the lines 13-13 and 14-14 of FIG. 12, the manually operated valve being in the neutral position.
Fig. 15 is a section similar to FIG. 14, but showing
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the valve in the reverse position.
Fig. 16 is a section similar to FIG. 14, but showing the valve in the forward position.
Fig. 17 is a section similar to FIG. 14, but showing the valve in the downhill position.
Fig. 18 is a schematic view showing in a simplified manner the entire construction and the hydraulic control mechanism.
We will first briefly describe the general construction of the entire transmission. As certain members of the latter are similar to those shown and described in the aforementioned related application, reference will be made to the latter for a more detailed description of these members. The improvements in the transmission according to the invention will then be described in more detail, after which the functions and coordination of the new elements and improvements, in combination with the entire transmission, will be explained in the course of 'a detailed description of how the transmission works under different conditions.
As can be seen more particularly in Figs. 1 and 18, 'the reference 11 designates an automatic transmission or gearbox, comprising an engine shaft 12 connected to the crankshaft of the engine, a primary shaft 13 and a secondary shaft 14 intended to be connected to the control members of the rear axle . To the motor shaft 12 is fixed the primary rotor shell 15 of a fluid coupling 16. This shell comprises a series of vanes 17 which cooperate in the usual way with the vanes 18 of the secondary rotor shell 19. This last shell is connected to the primary shaft 13 by means of a freewheel coupling 21.
The primary rotor shell 15 is joined by a control connection to a planetary reduction system 22, the driven side of which is intended to be joined by a control connection.
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to a clutch carrier .23 by means of a medium speed clutch 24. The planetary reduction system 22 will be described in more detail below; it will suffice to indicate here that this system is provided with control means which make it possible to transmit the cut as desired either in a 1: 1 ratio, or in a reduction ratio, determined in advance. medium speed 24 comprises the clutch discs 25 and 26, joined respectively to the planetary system 22 and to the clutch carrier 23.
The clutch carrier 23 is also called upon to be locked to a planetary cage 27 by means of a high speed clutch 28, the latter comprising clutch discs 29 and 31 joined respectively to the planetary cage 27 and to the carrier. clutches 23. The medium and high speed clutches are designed to be actuated automatically by a hydraulic mechanism which will be described below.
The planetary cage 27 is mounted to rotate around the axis of the primary shaft 13 and carries multiple planetary gears 32, 33 and 34. The planetary gears 32 are intended to mesh with a sun gear 35 mounted on the carrier. -clutches 23, while the planetary gears 33 mesh with the sun gear 36 mounted on the primary shaft 13, and the planetary gears 34 mesh with the sun gear 37 mounted on the secondary shaft 140
The rotation of the planetary cage 27 in the reverse direction can be selectively inhibited by means of a forward brake 38, acting through the overrunning coupling 39.
Two fluid pumps 41 and 42 are provided for supplying pressurized fluid intended to actuate the control mechanism of the transmission. The front fluid pump 41, which will be described in more detail hereinafter, is driven by the primary rotor shell 15 of the fluid coupling and provides power.
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pressure at a channel 43 which passes through the primary and secondary shafts 13 and 14 and which communicates with the delivery chamber 44 of the pump 42. The rear pump 42 is driven by the secondary shaft 14. Fluid sucked into the bottom of the gearbox housing is admitted into the suction chamber 45 of the rear pump and is delivered under pressure by the pump to the discharge chamber 44.
A pressure relief valve 46 is interposed in the pump housing 42 between the discharge and suction chambers 44 and 45. The head of the pressure relief valve 46 is subjected to the. pressure prevailing in the discharge chamber 44, which tends to move the valve to the left and establish communication between the discharge and suction chambers 44 and 45, respectively. This displacement of the pressure relief valve by pressure fluid meets the opposition of a spring 47 and an expandable chamber 48 intended to be connected to the engine intake manifold.
In this construction, the spring- and the vacuum chamber constitute a control system for the decompression valve, intended to modulate the operation of the latter according to the required torque, since the vacuum in the manifold intake is inversely proportional to torque. The arrangement is such that the pressure relief valve 46 intermittently bypasses the fluid pump, connecting the discharge and suction chambers 44 and 45, thus maintaining the fluid pressure at a value determined by the required torque. .
Note that, because the front and rear fluid pumps 41 and 42 are connected by channel 43, these pumps cooperate in order to supply pressurized fluid to the entire hydraulic system of the transmission. However, and since the rear pump 42 is controlled by the secondary shaft 14, this pump is inactive when the vehicle is stopped, the engine being at idle speed for example, the pump no longer providing
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fluid under pressure.
On the other hand, the front pump is driven directly by the motor shaft 12 via the primary rotor shell 15 and, therefore, supplies the system with pressurized fluid during idling, thus ensuring the pressure necessary to perform, by hydraulic means, the passages between neutral, reverse gear and forward gear, as will be explained more fully below.
The delivery chamber 44 of the rear pump 42 communicates via a channel 49 with a rotary hydraulic valve 51 joined by a control connection to the accelerator pedal 52, so as to be automatically controlled by the position of the latter. As will be explained in more detail below, the valve 51 connects, throughout its normal operation, the channel 49 coming from the pump, to a channel 53. The channels 43 and 53 supply pressurized fluid. for actuating the medium and high speed clutches, respectively 24 and 28, by actuating systems of cylinders and pistons respectively 54 and 55.
The passage of the fluid in the channels 43 and 53 is controlled by a hydraulic sleeve valve 56, the axial position of which is determined by a centrifugal regulator 57 mounted on the clutch carrier 23. Depending on the speed of rotation, the regulator 57 acts as a so as to move the hydraulic sleeve valve 56 between three different positions, namely, a position in which the two channels 43 and 53 are blocked, thus making the medium and high speed clutches 24 and 28 inactive; a position in which the channel 43 is open, thus determining the actuation of the medium speed clutch 24; and a position in which the two channels 43 and 53 are open, which determines the actuation of the two clutches.
As will be explained more fully in the following, with regard to the operation of the transmission, the actuation of the hydraulic valve 56 by the regulator 57 in the manner mentioned
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above has the effect that the gearbox normally transmits driving force according to one of the three gear ratios (small, medium and large) and that the changes between these three gear ratios take place automatically in accordance with the speed and torque required.
The invention provides a second rotary hydraulic valve 58, designed to be controlled by hand with the aid of an operating lever 59, preferably mounted on the steering column, with a view to being actuated by the driver of the vehicle. . The pressurized fluid is supplied to the valve 58 from the valve b1 through a channel 61, the valve 58 being called upon to transmit this fluid selectively through the channels 62, 63 and 64, to the hydraulic servomotors 65, 66 and 67. The Hydraulic servomotor 65 controls a brake 68 intended to stop the rotation of the clutch carrier 23 and thus put the transmission in reverse, as will be described more fully below.
The servomotor 66 controls a brake 69 acting on the planetary cage 27 by preventing the rotation of the latter and canceling the action of the freewheel coupling 39 when it is desired to brake by the torque of the motor, for example during downhill. The servomotor 67 controls the forward brake 38, which conditions the gearbox for forward travel, whatever the transmission ratio.
Front pump 41 (Figs. 1, 2 and 18).
The front pump 41 is of a construction similar to that of the rear pump 42, but is interposed between the fluid coupling 16 and the planetary reduction system 22. The pump housing 71 is supported by the front mounting flange 72 of the gear housing, while the pump rotor 73 is connected to the hub 74 of the ring gear or internal toothing 75 of the planetary system 22. Since the hub 74 is joined by a control connection to the primary rotor shell 15 of
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the fluid coupling, it is understood that the pump is controlled directly by the motor shaft 12 of the gearbox. Therefore, the pump constantly supplies pressurized fluid to the hydraulic system, even during idling.
As shown in Figs. 1 and 2, the pump housing 71 comprises a discharge chamber 76 and a suction chamber 77, the latter being supplied with fluid from the bottom 50 of the gear housing through the suction pipe 78. A relief valve. decompression 79 is mounted in the pump housing 71, between the delivery and suction chambers 76 and 77; it is similar in construction to the pressure relief valve
46 intended for the rear pump 42, except that its movement meets only the opposition of a spring 81, so that the pressure in the chamber 76 is maintained at a constant value, namely, in the present case , 80 lbs per square inch.
The channel 43 which runs from the discharge chamber 76 to the pump has a check valve 82 designed to produce a ball shutoff when the pressure supplied by the rear pump 42 exceeds that supplied by the front pump. 41. In the latter case, the front pump short-circuits itself temporarily through the decompression valve.
79 and the system is supplied with pressurized fluid only from the rear pump 42.
Planetary reduction system (Fig. 1,3,4,5,18).
The planetary reduction system 22, mentioned above, is arranged concentrically with respect to the primary shaft 13 between the front pump 41 and the medium speed clutch 24. This planetary system provides an additional reduction. which can, under certain conditions, be selectively inserted into the drive train of the prime mover.
As indicated above, the hub 74 of the internally toothed ring gear 75 is joined to the primary rotor shell 15 of
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fluid coupling and is constantly driven at engine speed. The toothed ring 75 is engaged with several planetary gears 83 carried by a planetary cage 84, comprising a hub 85 rotatably mounted on the primary shaft 13 and grooved on the hub 86 ′ of the support member 87 of the 'medium speed clutch, part which carries the clutch discs 25.
The sun gear 88 is rotatably mounted on the hub 85 of the planetary cage and meshes with the planetary gears 83.
The sun gear 88 is provided with a flange 89 which projects radially and to which is fixed, by rivets 91, a clutch plate 92. At the outer periphery of the clutch plate 92 is connected a sleeve 93 oriented in the axial direction and carrying clutch discs 94 which are called to engage by friction clutch discs 95 carried by toothed crown 75. It is understood that when the clutch discs 94 and 95 are axially displaced for mutual frictional engagement, ring gear 75 and sun gear 88 are locked to each other, and the planetary gear train rotates as a single unit, transmitting thus the power from the primary shaft 12 to the medium speed clutch 24 with a ratio of 1: 1.
However, when the clutch discs 94 and 95 are separated and the sun gear 88 is prevented from rotating, a reduction ratio is obtained between the ring gear 75 and the planetary cage 84 via planetary gears 83.
The clutch plate 92, Figs. 3 and 4, has, in the vicinity of its periphery, six cylinders 96 oriented axially and angularly spaced, in which are mounted for movement in both directions pistons 97 intended to exert pressure through the intermediary of the locking ring. thrust 98, on the clutch discs 94 and 95. An inlet port 99 is provided in the clutch plate 92 for each of the cylinders 96. Supply ports 100, offset radially towards the side. inside by
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relative to the respective intake ports 99, communicate, by a passage 101, with an annular groove 102 formed around the periphery of the hub 85.
A radial channel 103, passing through the hub 85, joins the groove 102 to an annular groove 104 provided in the primary shaft 13, the latter groove being connected by a radial channel 105 to the channel 43.
A clutch valve 106, in the form of a disc, is disposed against the rear face of the clutch plate 92; it has an axial flange 107 which starts from the periphery of this valve and forms a brake drum. The clutch valve 106 is provided with a series of radially oriented cavities 108, one per cylinder 96. As is clear from FIG. 4, when the clutch valve occupies a determined angular position relative to the clutch plate, the cavities 108 establish communication between the supply ports 100 and the intake ports 99 of the clutch plate 92. In this position, the pressurized fluid is supplied to the cylinders 96, which causes the engagement of the clutch discs 94 and 95, with locking of the planetary system.
It should be noted that the cavities 108 and the orifices 99 and 100 are narrow in the circumferential direction and that a relatively small angular displacement of the clutch valve 106 relative to the clutch plate 92 has the effect of cutting off. communication between orifices 99 and 100 and to interrupt the supply of working fluid to the cylinders. Angular displacement of this amplitude also has the effect of establishing communication between an orifice 109 formed in the clutch valve 106 and oriented radially, on the one hand, and an orifice forming part of the series of orifices. exhaust 110, provided in the clutch plate 92, on the other hand.
Cylinders
96 are now in communication with the atmosphere and are evacuated, which has the effect of separating the clutch discs 94 and 95.
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The relative angular displacement between the clutch valve 106 and the clutch plate 92, necessary to interrupt the flow of fluid to the cylinders 96 and to evacuate the latter, is effected by means of an external brake band. 111 which surrounds the brake flange 107 of the clutch valve 106. As shown in FIG. 3, the brake band 111 extends around the circumference of the brake flange 107, one end of the band being secured, by means of a pin 112, to the rib 113 projecting inwardly from the housing. speeds.
The opposite end of the brake band carries a cup 114 for receiving one end of a piston rod 115 extending from piston 116 of a hydraulic servo motor 117. The fluid, under pressure, necessary to actuate the piston 116 and to produce the frictional engagement between the brake band and the brake flange, is provided through a channel 118 and under the intervention of the valve 51 controlled by the accelerator pedal, as will be described further - ment in the following.
A clutch ring 119 is mounted on the clutch plate 92 and is supported thereon by means of three angularly spaced support devices 120, FIG. 4. Each. support device 120 comprises a hollow sleeve 121 which passes through an orifice 122 provided in the clutch disc 92, as well as a larger diameter orifice 123, provided in the clutch valve 106. The sleeve passes through an orifice through- fully bored 124, provided in the clutch ring 119 and has a head 125 which engages the ring. A rod 16, which passes through the sleeve 121, is fixed by its front end to the actuating ring 98 by means of a pin 127.
A coil spring 128, which surrounds the rod 126, is interposed between the head thereof and the inner end of the sleeve 121, this spring acting so as to urge the actuating ring 98 of the clutch towards its clear position. A
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elastic washer 129, surrounding the sleeve 121, is interposed between a retaining ring 131, provided on the sleeve, and the bottom of the overbore 132 formed in the clutch plate 92.
The clutch plate 92 and the clutch valve 106 are normally maintained in a determined relative angular position, in which the cavity 108 of the valve coincides with the orifices 99 and 100 of the plate. This is done with the aid of a series of coincident conical recesses 134, 135 provided respectively in the clutch valve 106 and in the clutch ring 119. Balls 136, housed in these coincident recesses, cause an axial separation of the clutch valve 106 from the ring 119 after a relative angular displacement between these two elements.
This separation first meets the opposition of the coil springs 128 and, then, the combined opposition of the springs 128 and the washers 129, which dampen and stop any relative angular movement between the valve and the ring before the sleeves 121 n 'come into contact with the sides of the large openings 123 provided in the valve 106.
The operation of this system will be described in more detail later, but it should be noted here that when the brake 111 is released from the brake flange 107 of the clutch valve 106, the clutch valve and the plate clutch 92 rotate integrally as a rigid assembly, the recess 108 then being in coincidence with the intake ports 99 and 100 in order to engage the clutch discs 94 and 95 and lock the ring gear 75 and the pinion solar 88 to each other, so that the system will transmit the torque with a 1: 1 ratio.
The application of the brake 111 causes a relative angular movement between the clutch plate 92 and the clutch valve 106, releasing the clutch plates and keeping the sun gear 88 fixed, so that the system transmits. put the torque with a reduction ratio.
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Brakes actuated by servomotors (Fig. 1, 3,6 and 7).
The construction of servo-actuated brake mechanisms for the planetary reduction system 22 is shown in FIG. 3 and has been described above. The construction of the descent brake 69, actuated by the servomotor 66, is identical to that of the brake for the planetary system and therefore will not be described in detail.
The forward brake 38 and the reverse brake 68 carry a significantly higher load than the planetary brake 111 or the descent brake 69 and, therefore, must be set so as to develop a greater load. braking intensity than these. Since the brakes 38 and 68 are of identical construction, only the forward brake 38 will be described in detail. This brake is clearly shown in Figs. 1, 6 and 7 and comprises two brake bands 141 and 142 spaced axially and surrounding the brake drum 143, which is connected by the freewheel coupling 39 to the planetary cage 27. In order to ensure the surface of the brake. necessary braking friction, as well as to produce a self-tightening effect, each of the brake bands 141 and 142 comprises several windings.
The front brake band 141 consists of 2 3/4 windings, while the rear brake band 142 has 2 1/4 windings. In this arrangement, the ends of the brake bands can be anchored at diametrically opposed points, in order to balance the reaction torques. The anchoring device for the brake band 141 comprises a stud 144 mounted in the gear case and provided with internal teeth 145 which cooperate with teeth 146 provided on the end of the brake band. The end of the brake band 142 is anchored to the gear case at a diametrically opposed point and in an identical manner by means of the anchoring device 147.
The actuating mechanism for the brake bands includes
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the hydraulic servomotor 67, the piston 148 of which is connected by a piston rod 149 to a balance 151, FIG. 7. Notches 152, formed in the opposite ends of the balance, are intended to receive pins 153 carried by the free ends of the brake bands 141 and 142. Note that the bucket 154 which receives the thrust of the rod. piston 149 is offset from the middle of the balance, in order to apply a greater brake force to the short brake band 142 than to the long brake band 141, thus balancing the braking effect of the two brake bands.
Bimetal bands, for example copper-coated steel brake bands, can optionally be used in order to form friction surfaces, with low wear and with a progressive braking effect. The brake bands have sufficient inherent elasticity to disengage from the brake drums after loosening and, given the low wear of the bands, the stroke of the pistons of the servo motors is sufficient to eliminate the need for adjustment of the brake bands following the release. operation. This increases the operational safety of the transmission and simplifies maintenance.
Hydraulic control mechanism (Figs. 8 - 18 inclusive).
Reference will now be made to Figs. 8 to 18 inclusive, which represent the hydraulic control mechanism for the gearbox. The two fluid pumps 41 and 42, the hydraulic sleeve valve 56 controlled by the governor, and the hydraulic drive motors 54 and 55 for the medium and high speed clutches 24 and 28 have already been described.
The main control functions are concentrated in a pair of rotary valves 51 and 58. The position of the rotary valve 51 is controlled by the accelerator pedal 52. As clearly shown in Figs. 10 and 18, the valve
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51 is provided with a central bore 161, which communicates constantly with the delivery chamber 44 of the pump 42 by means of a channel 49 which leaves the pump to terminate in the annular groove 162 provided in the valve and connected in turn, through a radial orifice 163, to the central orifice 161. In this way, the valve 51 actuated by the accelerator is constantly under pressure.
Considering FIG. 8, which shows the valve 51 in the idle position, it is seen that the pressurized fluid contained in the bore 161 of the valve is in communication with a groove 164 which extends over part of the periphery of the valve, but that all communication is interrupted between the groove 164 and the channel 61 going to the valve 58 with manual control. A groove 165, which partially surrounds the opposite side of the valve 51, establishes, in the idle position, the communication between the duct 61 and a starting channel 166 which opens into the interior of the gearbox, under atmospheric pressure. .
Consequently, the valve 58 is not under pressure during idling, which has the effect, as will be seen in the following, of putting the transmission in neutral, preventing crawling due to transmission of power by. the fluid coupling.
The initial movement of the accelerator pedal rotates valve 51 counterclockwise and establishes communication between groove 164 and channel 61, to supply valve 58 with pressurized fluid. As is clear from Figs. 12 and 13, the valve 58 is provided with an inlet notch 167, which establishes communication between the channel 61 and an axial bore 168 of the valve 58.
The latter also has on its periphery a series of peripheral expansion notches 169, 170, 171 and 172, in which can engage a ball 173 subjected to the pressure of a spring and intended to bring the valve into focus.
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one or the other of four different angular positions.
Considering Figs. 12 and 14 to 17 inclusive, it is seen that the central bore 168 of the valve 58 communicates with a pair of radial channels 174 and 175 and that this valve has transverse notches 176 and 177 on the opposite sides of these channels. The outer end of the channel 175 is flared at 178. The transverse notches 176 and 177 respectively communicate with the interior of the transmission case through the starting ports 179 and 181.
As will be described in more detail in connection with the operation of the transmission, the valve 58 is angularly moved by means of the manual control lever 59, to selectively establish communication between the central bore 168, under pressure. , of this valve, and the channels 62, 63 and 64, which lead respectively to the reverse servo motor 65, to the descent servo motor 66 and to the forward servo motor 67.
Considering the valve 51 controlled by the accelerator, in particular the Fige. 9 and 18, it will be noted that the central bore 161, constantly under pressure, of this valve, communicates, by a radial channel 183, with a peripheral groove 184, which, during the normal stroke of the accelerator, communicates with the channel 53 going to the hydraulic control device 55 for the high speed clutch 28. It is understood, however, that an adequate angular displacement of the valve in the counterclockwise direction will have the effect of interrupting the communication between the borehole 161, constantly under pressure , and the channel 53 of the high-speed clutch, as well as to connect the latter channel to the outlet passage 185 by the peripheral groove 186.
Considering Figs. 11 and 18, it can be seen that the borehole 161, constantly under pressure, of the valve 51, communicates with a radial channel 187, which has a flared outer end 188. The counterclockwise rotation of the valve 51 has for
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effect of making the flared outer ends 188 of the radial passage 187 coincide with a channel 189 having branches 118 and 191. The branch 118 supplies fluid under pressure to the servomotor 117 intended to apply the brake 111 for the planetary reduction system 22 As described above, the application of the brake 111 has the effect of unlocking the planetary gear train so that the latter can transmit the torque with a reduction ratio.
This reduction interposed in the transmission has the effect of applying to the hydraulic control devices 54 and 55 for the medium and high speed clutches 24 and 28 a higher torque. In order to ensure the additional supply of the hydraulic devices 54 ′ and 55 with pressurized fluid, so that the medium and high speed clutches 24 and 28 can properly transmit the additional torque, the branch 191 leads towards the chamber 192 formed in the rear pump housing 42 behind the pressure relief valve 46. An outlet port 193 is provided to discharge the chamber 192.
By properly calculating the relative proportions of the inlet and outlet ports for chamber 192, a pre-determined pressure can be applied to the decompression valve, in order to assist the action of spring 47 and, increase the pressure in the delivery chamber 44 of the pump.
We will now consider FIG. 1, which shows the control means for the valves 51 and 58. The shaft 194 of the valve 58 carries a lever 195, connected by a linkage 196 to the manual control lever 59, mounted on the steering column. . The valve 51 carries at one of its ends a concentric pinion 197, called to mesh with a toothed sector 198, wedged on the shaft 199, mounted for rotation in the gearbox. An arm 201, fixed to the shaft 199, has at one of its ends a cam 202, while its opposite end is provided with a groove 203 which receives one end of a lever
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elbow 204, pivotally mounted on said arm. The free end of the angled lever 204 is connected by means of a connecting rod 205 to the accelerator pedal 52.
Lowering the accelerator pedal has the effect of moving the connecting rod 205 in the direction of compression, with a view to turning the elbow lever 204 and, by means of the arm 206 of the latter, the arm. 201.
The control lever 195 for the valve 58 has an extension 207 which constitutes a cam called to cooperate with the cam 202 of the lever 201, in order to ensure a combined movement of the valves 51 and 58 during a descent.
Operation.
The transmission according to the invention can be considered as fully automatic during normal operation, given that the change between the various gear ratios is carried out automatically, this change being controlled by the sleeve valve 56 controlled by the regulator, as well as by the rotary valve 51 controlled by the accelerator. The only manual intervention required is to move the rotary valve 58 in order to determine the direction of travel and to obtain braking on a slope.
As emerges from the drawings and from the foregoing description, the transmission mechanism according to the invention has five forward speeds and one reverse speed. The speed ratios below have been found satisfactory and will be given by way of illustration.
EMI21.1
<tb>
1st <SEP> - <SEP> 3.48 <SEP>: <SEP> 1
<tb>
<tb> 2nd <SEP> - <SEP> - <SEP> 2.36 <SEP>: <SEP> 1
<tb>
<tb> 3rd <SEP> - <SEP> 1.68 <SEP>: <SEP> 1
<tb>
<tb> 4th <SEP>. <SEP> 1.41 <SEP>: <SEP> 1
<tb>
<tb> 5th <SEP> - <SEP> 1 <SEP>: <SEP> 1 <SEP>
<tb>
When driving the vehicle normally in forward gear, only the first, third and fifth gears are used.
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(also called small, medium and large). These ratios have been chosen for the best operation and efficiency and are suitably separated from each other to ensure smooth operation and maximum efficiency.
The fourth speed represents the first reduction ratio, which is established automatically, when additional acceleration is to be obtained, greater than that achieved at high speed. An automatic change from first gear to second takes place when further acceleration is required and, in addition, this gear ratio is used for braking on slopes.
Thus, and although the gearbox has five forward gear ratios, only three of these are used in normal operation, while the other two intervene when exceptional conditions or circumstances require gear ratios which are not. not included in the speed range for normal operation. Therefore, the transmission mechanism is smooth in operation and at all times provides the right gear ratio for safe and satisfactory operation.
Neutral point.
When the engine is idling, the throttle controlled valve 51 connects the manually operated valve 58 to the discharge side, as shown in FIG. 8. In this position of the valve 51, the discharge passage 166 is connected by the peripheral groove 165 to the channel 61 going to the valve 58 and communicating with the central bore 168 through the groove lo7, FIG. 13. The manually operated valve 58, no longer under pressure, cannot supply pressurized fluid to the hydraulic actuators, and the gearbox remains in neutral regardless of the position of the control handle. 59 mounted on the steering column.
This provision is
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advantageous, since it effectively prevents creep due to the transmission of torque through the fluid coupling 16 when the engine is idling. For example, when the vehicle is momentarily stopped, the lever 59 is not normally moved from its forward position;
however, and as the valve 58 ceases to be supplied with pressurized fluid, the gearbox remains in neutral, which prevents crawling. * When the accelerator pedal is slightly advanced, this results in a counterclockwise rotation of valve 51, Fig. 8, so that the valve 58 is again supplied with pressurized fluid from the bore 161, constantly under pressure, this fluid moving towards the channel 61 through the peripheral groove 164.
The front pump 41, being controlled directly by the motor shaft 12, delivers pressurized fluid even when the vehicle is stopped and the pump 42 mounted on the secondary shaft 14 is inactive, so that the pump 41 supplies fluid under pressure to the transmission system, which allows the hydraulic servomotors of the brakes to be actuated in view of the passages between neutral, reverse and forward.
FIRST OR LOW SPEED.
At low speed, the valve. hydraulic sleeve 56, controlled by the governor, interrupts the passage of fluid through channels 43 and 53 and, consequently, neither the medium speed clutch 24, nor the high speed clutch 8, is actuated.
The driving force is transmitted from the motor shaft 12, through the fluid coupling 16, to the input shaft 13, and from there, through the sun gear 36, the planetary gears 33 and 34 and the sun gear 37, to the secondary shaft 14, driving the latter in the direction of forward travel in a first or low gear ratio, ie 3.48: 1.
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THIRD OR MIDDLE SPEED.
The transmission automatically switches to medium speed after the speed of rotation of the clutch carrier 23 undergoes a predetermined increase. This increase in speed results in a radial displacement of the centrifugal governor 57 and an axial displacement of the hydraulic pinch valve 56, causing the channel 43 to open and admitting fluid under pressure to the hydraulic control device 54 by. view of actuating the medium speed clutch 24. The actuation of this clutch has the effect of a frictional engagement of the clutch discs 25 and 26, thus locking the planetary cage 84 of the planetary reduction system 22 to the clutch carrier 23.
As described above, the reduction planetary gear 22 is designed to transmit the torque with a ratio equal to unity, i.e. 1: 1, except when the hydraulic servomotor 117 comes into action, which determines the interposition in the system. transmission with a reduction ratio of 1.41: 1.
Considering FIG. 11, it can be seen that, under normal operating conditions, corresponding to a throttle opening of 0 to 90%, the valve 51, controlled by the accelerator, keeps the hydraulic servo motor 117 for the planetary system disabled. ,, given that the anti-clockwise rotation of the valve 51, of an amplitude corresponding to a movement of the accelerator pedal equal to 90% of its total travel, is necessary to establish communication between the passage 188, under pressure, and the channel 189 going to the hydraulic servomotor 117.
When the hydraulic booster 117 is inactive and the brake 11 is disengaged from the brake flange 107 of the clutch valve 106, the support device 120, subjected to a spring action, maintains the plate. clutch 92 and clutch valve 106 in. their neutral position with respect to
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to the other, as shown in FIG. 3, position in which the pressurized fluid coming from the delivery duct 43 of the pump accesses the clutch cylinders 96 through the passage 105, 104, 103, 102, 101, the orifice 100, the recess 108 and the orifice d 'Admission 99 (Fig. 4).
The pistons 97 are actuated to frictionally engage the clutch disks 94 and 95, for the purpose of locking the ring gear 75 to the sun gear 88 by means of the clutch plate 92. When the planetary gear is thus locked, the driving force is transmitted with a speed ratio equal to the unit from the driving shaft 12 to the clutch holder 23. The latter drives the sun gear 35 which it carries and, by the intermediate of the planetary gears 32 and 34 and of the sun gear 37, drives the secondary shaft 14 in rotation with a middle or third gear ratio, ie a ratio of 1.68: 1.
FIFTH or HIGH SPEED.
When the speed of rotation of the clutch carrier 23 has increased by a new predetermined amount, the hydraulic valve 56, controlled by the governor, is moved to a position in which it establishes communication. allowing the passage of the fluid, through the channel 53, to the hydraulic control motor 55. The latter actuates the high speed clutch 28 and engages the clutch discs 29 and 31 by friction, so as to lock the door -clutches 23 to the planetary cage 27 of the multiple planetary system. Since pinion 35 is carried by the clutch carrier, the result is that the clutch carrier, the planetary cage and the triple planetary gear rotate as a rigid unit.
Since the hydraulic servo motor 117 for the planetary reduction gear is still inactive, the planetary system 22 remains in the locked position, transmitting the torque at a ratio of 1: 1. Consequently, a
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direct engagement between the motor shaft 12 and the secondary shaft 14, with transmission of torque at engine speed and in forward gear.
REVERSE.
To obtain reverse gear, the control handle 59 is moved so as to bring the valve 58 to its reverse position, thereby establishing the flow of fluid from the borehole 168, under pressure, of the valve 58, as shown. in Fig. 15, through the radial passage 174, towards the channel 62 going to the servomotor 65 for the reverse brake 68, by applying the latter to the clutch carrier 23. The driving force is now transmitted from the driving shaft 12, through the medium of the fluid coupling 16, to the primary shaft 13, which has the effect of driving the sun gear 36 carried by the latter, as well as the planetary gears 33, likewise as the planetary pinions 32 and 34, integral with them.
Since the forward brake is now released, so that the planetary cage 27 is no longer subject to the action of the overrunning clutch 39, and the reverse brake 68 is engaged, with locking of the clutch carrier 23 and its sun gear 35, the gears now function as a planetary system and the secondary shaft 14 is rotated in the reverse direction by the planetary gears 34 and the sun gear 37.
FOURTH SPEED or FIRST INTERMEDIATE DEMULTIPLICATION.
To ensure maximum efficiency, certain operating conditions require immediate acceleration, greater than that which can be achieved with fifth gear or high gear. This can happen, for example, when going up a hill or overtaking other vehicles. Under these conditions, changing to a lower gear ratio is
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obtained by accentuating the angular position of the accelerator or the throttle.
Considering FIG. 11, it can be seen that a movement of 90% of the butterfly corresponds to an anti-clockwise rotation of the valve 51 controlled by the accelerator, so as to establish communication between the central bore 161, still under pressure, of this valve, and the hydraulic servo motor 117 for the planetary system 22, through passages 187 and 188 and channels 189 and 118.
As can be seen from Figs. 3, 4 and 5, the piston 116 of the hydraulic servomotor 117 is actuated in order to tighten the brake band 111 on the brake flange 107 of the clutch valve 106. The deceleration of the clutch valve 106 by the brake determines a relative angular movement between the valve 106 and the rotary clutch plate 92, which results in an axial movement of the clutch ring 122 as a result of the cam effect obtained by the combined action of the balls 136 and the conical cavities 134 and 135, respectively of the valve and the ring. This axial displacement first meets the opposition of the coil spring 128 and, finally, that of the washer 129.
The arrangement is such that the relative angular movement is sufficient to cause the cavity 108 of the clutch valve 106 to interrupt the passage of fluid between the supply port 100 and the inlet port 99 of the clutch plate 9. , while connecting the clutch cylinders 96 to the discharge line through the discharge ports 109 and 110. The resulting separation of the clutch discs 94 and 95 has the effect of unlocking the ring gear 75 from the sun gear 88.
However, it should be noted that the rotation of the sun gear 88 is prevented by the frictional engagement between the clutch plate 92 and the clutch valve 106, the latter being blocked by the brake 111. When the sun gear 88 is immobilized, the driving force is transmitted by the planetary gear
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from the toothed ring 75 to, the planetary cage 84 with a reduction ratio of 1.41 to 1. This reduction ratio is interposed in the transmission system and, like the medium and high speed clutches 24 and 28 remain applied, the remainder of the transmission continues to transmit torque at a ratio of unity or 1: 1.
As a result, the gearbox now transmits torque at a ratio of 1.41: 1, which represents fourth gear and is an intermediate ratio between the middle or third gear ratio, i.e. 1.68: 1, and direct drive of fifth or high speed. This represents a gear ratio suitable for maximum efficiency in conditions which require additional acceleration, beyond that obtainable at high speed, and this without reducing the ratio to medium speed which could, in in some cases, impair the flexibility and safe operation of the vehicle.
The introduction, in the power transmission system, of the reduction of speed and of the multiplication of the torque by the planetary system 22, imposes a higher load on the medium and high speed clutches 24 and 8. In order to to cope with this additional load imposed on the clutches, means are provided for increasing the pressure of the fluid in the system. As is clear from Figs. 11 and 18, the rotation of the valve 51 to the position necessary to connect the borehole 161, still under pressure, of this valve, to the channel 189, in order to actuate the servomotor 177 for the planetary system 22, at the same time has the effect of supplying pressurized fluid to the branch channel 191 going to the chamber 192 located behind the pressure relief valve 46 for the rear pump 42.
This pressure adds to the antagonism of the spring 47 and delays the intervention of the decompression valve until a higher pressure is reached in the discharge chamber44.
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By properly calculating the relative passage sections of channel 191 and outlet 193 of chamber 192, the increase in pressure is adjusted to a maximum of 112 lbs per square inch, then normally expected 80 lbs per square inch under full load.
This increase in pressure is sufficient to compensate for the 41% increase in torque imposed on the clutches by the torque multiplying effect produced by the planetary system 22. This increase in pressure is prevented from propagating up to the delivery chamber 76 of the front pump 41, thanks to the check valve 82, FIG. 2, so that the increased pressure is not dissipated through the pressure relief valve 79 of the front pump, which is designed to provide a constant maximum pressure of 80 lbs per square inch.
SECOND SPEED or SECOND INTERMEDIATE DEMULTIPLICATION.
Under certain extreme running conditions, it may be appropriate to use an even lower and intermediate gear ratio at normal low and medium speeds. In the gearbox described here, this can be done automatically by lowering the accelerator pedal beyond its position corresponding to 100% throttle opening or "full throttle". Movement beyond this position is made possible by the extension of the spring couplings, generally employed in the linkage linkage.
Considering FIG. 11 it is seen that the flared outer end 188 of the radial passage 187 provided in the valve 51 maintains the communication between the borehole 161, constantly under pressure, and the channel 189 going to the hydraulic servomotor 117 for the planetary system. 22, when the valve has performed an additional counterclockwise rotation as a result of moving the accelerator pedal from the 100% throttle open position to 110%. Thus, the rap-
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port 1.41: 1, determined by planetary gear 22., is missing in the transmission system.
Considering FIG. 9, it can be seen that a counterclockwise rotation of the valve 51 has the effect of finally interrupting the passage of the pressurized fluid from the borehole 161, constantly under pressure, to the channel 53 going to the hydraulic motor device 55 for the high speed clutch 28, and connecting the channel 53 to the discharge port 185. The resulting reduction in the pressure acting on the hydraulic control device 55 has the effect of releasing the pressure. high-speed clutch 28 and unlock the planetary cage 27 from the clutch carrier 23.
The disengaging of the high speed clutch 28 has the effect of causing the multiple planetary system of the transmission to return to its middle or third gear ratio and at this time this part of the gearbox transmits the torque with a ratio of 1.68: 1. However, and considering that the planetary system 22 now transmits torque with a reduction ratio of 1.40: 1, the resulting gear ratio for the entire transmission is 2.36: 1, thanks to the combination, mentioned above, of the ratios of 1.68: 1 and 1.41: 1.
SLOPE WALK.
Means are provided to allow the engine of the vehicle to work with a reduction and to slow down the speed of the vehicle during a descent. In the case described here, it was found that it was advisable to use the second gear ratio, ie, 36: 1, as the braking ratio on a slope.
Therefore, the valve 51, controlled by the accelerator, Figs. 9 and 11, must be rotated by an angle equivalent to that at which it is rotated for 100 - 110% throttle opening, in order to interrupt the arrival of pressurized fluid to the large clutch. speed 28 and actuate the hydraulic servo motor 117 for the system
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planetary 22, thus imposing on the transmission the same operating conditions as those described above with regard to the change from third gear to second. In addition, the freewheel clutch 39, provided for the planetary cage 27, must be locked in order to prevent the speed of the secondary shaft of the gearbox from exceeding that of the motor shaft.
This is achieved by actuating by hand the control lever 59 provided on the steering column, in order to turn the valve 58 to the lowered position, as shown in FIG. 17, in which the borehole 168, under pressure, of this valve, is connected by the radial passage 174 to the channel 63 going to the hydraulic servomotor 66. The actuation of the latter has the effect of applying the descent brake 69 to the planetary cage 27, in order to lock the latter against any rotation and to block the freewheel coupling 39.
Considering FIG. 17, it can be seen that the valve 58 is designed in such a way that, when it occupies the down position, it maintains communication between the borehole 168, under pressure, and the channel 64 going to the servomotor of forward gear 67, in order to keep the forward gear brake 38 applied. This conditions the gearbox for an immediate return to normal automatic operation including low, medium and high speed gear ratios.
Fig. 1 indicates the manner in which the operation of the valves 51 and 58 is coordinated with a view to applying the lowering brake 69, with simultaneous change to second gear, without interfering with the normal actuation of the valve 51 by the pedal accelerator. In this Fig. control lever 195 for valve 58 is shown in its forward position, while control arm 201 for valve 51 occupies the idle or throttle closed position. It will be understood that the actuation of the accelerator pedal with a view to moving the rod 205 to the right has the effect of turning the arm 201 in a
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clockwise, by moving it away from the cam 207 integral with the lever 195.
When the vehicle has to descend a slope, the lever 195 is moved in the counterclockwise direction using the lever 59 provided on the steering column. This has the effect of a rotation of the arm 201 in the clockwise direction by the action of the cam 207 on the cam 202, this rotation taking place without affecting the position of the accelerator or of the throttle, since the arm 201 can move freely away from the arm 206 of the elbow lever 204 connected to the throttle linkage. The rotation of the arm 201 causes a rotation of the valve 51 by means of the toothed sector 198 and the pinion 197, meshing with each other, so as to bring this valve into the position mentioned above, in which the The high speed clutch 28 is made inactive, while the servo motor 117 for the planetary system 22 is actuated.
It will be understood that the invention is not to be limited to the precise construction described and shown herein, but that various changes and modifications can be made to it, without going beyond its scope.
CLAIMS.
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