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TRANSMISSION DE PUISSANCE HYDRAULIQUE.
La présente invention est relative à des transmissions de puis- sance hydrauliques et se rapporte particulièrement aux transmissions dans lesquelles la commande hydraulique comprend un transformateur de couple à vitesse variable pour produire une augmentation dans le couple appliqué à l'élément de sortie ou élément commandé,comparativement au couple délivré par la machine motrice ou autre source de puissance à l'élément d'entrée de la transmission, et dans lesquelles la commande hydraulique à tranfor- mation de couple est employée dans la transmission en association dans cer- tains cas avec une commande utilisable en alternative donnant un rapport de vitesse relativement fixe entre les parties d'entrée et de sortie de la transmission et qui est adapté à être employé en alternant avec la com- mande hydraulique à transformation de couple à vitesse variable.
Plus spé- cialement, l'invention est relative à des transmissions du caractère géné- ral ci-dessus dans lesquelles la commande hydraulique à transformation de couple est agencée pour une multiplication de couple extrêmement élevée et quelquefois aussi combinée avec une commande mécanique positive à em- ployer en alternative et fournissant une liaison de commande directe entre les parties entraînante et entraînée de la transmission.
En vue d'obtenir des caractéristiques de couple de ralenti rela- tivement élevées avec le nombre minimum de séries d'aubages et une augmen- tation rapide du rendement du fonctionnement du transformateur lorsque la turbine ou l'arbre entraîné accélère son mouvement à partir du ralenti, il peut être désirable de prévoir ce que l'on peut appeler un transforma- -teur de type à double rotation dans lequel le système d'aubage de réac- tion, au lieu d'être monté de manière fixe au point de vue rotation, est monté de manière à être capable de tourner dans un sens contraire à celui de la pompe, le système d'aubages tournant en sens contraire étant relié mécaniquement à l'organe de la turbine tournant en sens direct (vers l'a- vant)
par une transmission convenable de manière à appliquer un couple de sortie additionnel à l'arbre entraîné du dispositif. Le domaine de vites- ses dans lequel le .type de transformateur à double rotation est de bon ren- dement est comparativement limité par comparaison avec le domaine de bon rendement d'un transformateur à simple rotation dans lequel les aubages de
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guidage ou de réaction sont maintenus immobiles et il a été proposé jus- qu'à présent de fournir une construction de transformateur dans laquelle on peut avoir aussi bien le fonctionnement à simple rotation qu'à double rotation, le transformateur fonctionnant dans le domaine des faibles vi= tesses en transformateur à double rotation et passant au fonctionnant à simple rotation dans le domaine des plus grandes vitesses.
La manière dont ceci peut être réalisé peut être le mieux com- pris en se référant aux figures 1, 2 et 3, montrant une forme de réalisa- tion de l'appareillage pour mettre en oeuvre cette, phase de l'invention.
Toutefois, ce système peut aussi bien être adapté pour un transformateur ayant une enveloppe fixe. En se reportant maintenant plus particulière- ment à la Figure 1, le construction illustrée comprend un transformateur du type à double rotation pourvu de moyens pour réaliser une commande di- recte.
- Figure 1 est une demi coupe longitudinale centrale d'une for- me de transmission réalisant l'invention; - Figure 2 est une coupe faite suivant la ligne II-II de la Fi- gure 1, et - Figure 3 est un diagramme schématique montrant le système de commande de la transmission montrée à la Figure 1.
En se reportant maintenant plus particulièrement à la Figure 1 et à la Figure 2 qui s'y rapporte, la transmission illustrée comprend un boîtier extérieur fixe au point de vue rotation indiqué généralement par
10 et agencé pour être fixé par exemple à un moteur à combustion interne.
A l'intérieur du carter fixe 10 est montée de manière à pouvoir tourner l'enveloppe ou carter tournant de transformateur 12 qui, dans la présente forme de réalisation, est entraînée par l'intermédiaire du volant 14 du moteur.
L'enveloppe 12 présente une chambre 16 pour la circulation du fluide hydraulique actif et porte aussi une roue de pompe ou des aubages de roue 18.
Une pièce de turbine, axiale, centrale, 20 est portée par deux paliers à aiguilles 42 et un palier 24 porté par le carter tournant 12.
La pièce de turbine est pourvue d'une partie 26 analogue à un disque si- tué dans la chambre hydraulique 16 et portant une série d'aubes de turbi- ne 28 qui sert à supporter une pièce en bague intérieure 30 qui porte une seconde série d'aubes de turbine 32. Entre les aubages 32 et 28, une sé- rie d'aubages de réaction ou de guidage 34 est portée par la partie analo- gue à un disque 36 d'une pièce de réaction qui comprend en partie un ar- bre creux ou partie en manchon 40 montée concentriquement autour de l'é- lément d'arbre de la pièce de turbine 20 et supportée par un palier 22 sur un prolongement intérieur 10a du carter fixe et un palier 44 entre la piè- ce de réaction et une partie du carter tournant 12 se développant radiale- ment vers l'intérieur.
Pour réaliser une liaison mécanique directe entre l'élément en- traînant de la transmission et la pièce de turbine, un embrayage à fric- tion à disques multiples indiqué généralement par 46 a été prévu. Cet em- brayage comprend des plateaux entraîneurs 48 montés de manière à ne pou- voir tourner mais capables de mouvement axial sur des cannelures convena- bles formés intérieurement sur un élément entraîneur 50, et des plateaux entraînés 52 montés de manière à ne pouvoir tourner mais capables de mou- vement axial sur des cannelures convenables formées dans une partie à dis- que ou coursier 54 calé sur ou faisant effectivement partie de l'élément de turbine 20.
L'embrayage 46 est mis en activité par une pièce d'action- nement 56 ayant la forme d'un plateau annulaire ou piston situé dans un évidement convenable de configuration correspondante de l'élément entraî- neur 50, entre lequel et le plateau 56 sont prévues des bagues de garni- ture convenables 58 et 60.
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Dans la présente forme de réalisation, la transmission est pour- vue d'un mécanisme à engrenages pour transmettre l'effort moteur de manière positive dans le sens de la marche avant ou dans le sens opposé à partir de la pièce ou'organe de turbine et permettant aussi une position neutre. Ce mécanisme auquel, par commodité, on se référera ci-après comme à l'engrena- ge de changement de marche, comprend un embrayage synchroniseur actionné par pression de fluide qui est avantageusement actionné par le même système hydraulique que celui qui actionne l'embrayage de commande directe 46. Pour faire le changement de marche, l'organe de turbine 20 est pourvu d'un pig- non 62 engrenant avec un pignon d'arbre de renvoi (non montré).
Le pignon 62 peut aussi commander un régulateur centrifuge (non montré) dont l'impul- sion est mise à profit par un servo-moteur pour régler la soupape principa- le de la commande hydraulique en-dessous d'une vitesse prédéterminée de l'or- gane de turbine. L'arbre en bout 64 qui est porté par des paliers 66 et 68 du carter fixe, porte au moyen d'un palier 144 l'organe de turbine 20 et est pourvu d'une partie à manchon 70 ayant des cannelures extérieures 72 sur lesquelles est montée à glissement la pièce ou bague de renversement de mar- che annulaire 74 pourvue de dents 76 propres à coopérer avec un pignon (non montré) engrenant avec le pignon de l'arbre de renvoi.
Dans la position de la bague 74 que montre la Figure 1, un état neutre s'établit dans lequel la liaison opérative entre l'organe de turbine et l'arbre en bout est coupée. Le mouvement de la bague de renversement de marche vers la gauche de la position montrée à la figure met en oeuvre la liaison d'entraînement directe. Le déplacement de la bague vers la droite de la position montrée met en oeuvre l'entraînement en sens inverse en amenant la pignon 76 à engrener avec le pignon de renversement de sens de marche.
Comme normalement, lorsqu'on est en position neutre avec l'or- gane de commande en cours de rotation, l'organe de turbine 20 tourne aussi sous l'influence de la commande hydraulique, il est nécessaire, en vue d'as- surer l'entraînement soit direct, soit en sens inverse, sans chocs, de syn- chroniser l'organe de turbine avec l'arbre en bout avant que les dents qui engrènent soient mises en prise, et dans ce but on a prévu l'embrayage syn- chronisateur actionné par pression de fluide indiqué en général par 78. La construction de cet embrayage est en général semblable à celle de l'embray- age 46,comprenant un certain nombre de ce que l'on peut considérer comme des plateaux entraîneurs montés sur cannelures sur l'organe de turbine,
et un certain nombre de plateaux entraînés montés sur cannelures de la paroi extérieure d'un évidement formé dans la partie en moyeu 70 de l'arbre en bout. Un organe d'actionnement d'embrayage 80, sous forme de plateau annu- laire, est soumis à l'action de fluide sous pression.
Les embrayages 46 et 78 sont tous deux commandés avantageusement par un système à pression hydraulique commun qui sera décrit à présent. Le carter immobile 10 présente un fond 82 à liquide pour actionner'le transfor- mateur de couple hydraulique et aussi pour actionner les embrayages. Une pom- pe 84 de préférence du type à engrenages est portée par le prolongement 10a du carter fixe, cette pompe étant entraînée au moyen d'un pignon 86 porté par l'enveloppe tournante 12 et engrènant avec le pignon 88 de l'arbre de la pompe. La pompe 84 tire du liquide du fond à travers un canal d'admission 142, muni de préférence d'un filtre convenable 90, et débite du fluide sous pression par un canal qui conduit à une vanne de commande principale.
Cette vanne de commande comprend une boite 92 présentant un alésage cylindrique dans lequel est montée à glissement une pièce de soupape 94 pour commander l'écoulement du fluide sous pression débité par la pompe à une conduite 96 et 98, et l'écoulement de retour par les conduites 100 et 102 comme on le voit plus clairement sur le schéma de la Figure 3. La conduite 100 possède un orifice qui en assure la liaison avec le canal 102 comme indiqué au {; schéma de la Figure 3. Le canal 102 est en communication avec une soupape de décharge de pression 104 chargée par un ressort, tandis qu'une conduite sous pression 106 partant de la pompe est en communication avec une secon- de soupape de décharge de pression 108.
Les actions des ressorts sur ces soupapes sont réglées de telle façon que la soupape 104 soit ouverte par
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une valeur de pression du fluide plus faible que la soupape 108 et pour la présente description ces soupapes pourront par conséquent être appelées sou- pape de décharge à basse et à haute pression.
Il est désirable que la commande en marche arrière ne soit obte- nue que lorsque le système de transmission est disposé pour la commande hy- draulique et non pour la commande mécanique directe. Des moyens ont par con- séquent été prévus pour assurer que la soupape de commande principale soit toujours mise à la position donnant la commande hydraulique avant que soit mis en oeuvre l'embrayage de synchronisation.
Il est caractéristique dans les transformateurs de couple hy- draulique du type considéré que lorsque la vitesse de la turbine ou de l'é- lément commandé s'approche de celle de la pompe ou de l'élément entraîneur, le rapport du couple secondaire au couple primaire, qui est ordinairement maximum lorsque la pièce de turbine est au ralenti, décroît jusqu'à ce qu'un point soit atteint où les couples d'entrée et de sortie soient égaux, et si la vitesse de la pièce de turbine augmente par rapport à la vitesse de la pompe au delà de ce rapport, le couple de sortie devient moindre que le cou- ple d'entrée.
Il n'y a évidemment aucun avantage et il y a un désavantage considérable si la vitesse de la pièce de turbine, par rapport à celle de la pièce de pompe, peut s'élever au-dessus de la valeur pour laquelle aucu- ne augmentation de couple n'est obtenue et à une valeur, ou avant une valeur de rapport des vitesses où aucune augmentation de couple n'a lieu il est dé- sirable de passer de l'entraînement hydraulique à une variante du mode d'en- traînement qui, dans le cas présent, est une commande mécanique directe. Le rapport pour lequel ce changement est à faire sera habituellement désigné comme le point de passage de la transmission.
Dans la présente forme de construction, la partie en manchon 40 de la pièce de réaction est pourvue à son extrémité vers l'arrière d'un en- grenage 110 constituant la roue solaire d'un train de transmission planétai- re ayant des roues planétaires 112 montées sur un porte-planétaires 114 et engrenant avec un engrenage annulaire 116 formé sur l'élément de turbine 20.
Entre une partie s'étendant en manchon du porteur 114 et une partie en man- chon semblable du carter immobile 10a se trouve un embrayage à roue libre comprenant des éléments de mise en prise 118 agencés pour permettre au por- te-planétaires 114 de tourner librement dans le même sens que la pompe et d'empêcher sa rotation en sens inverse. Un frein indiqué généralement par 120 et se présentant sous forme d'un embrayage à disques multiples action- né par fluide sous pression semblable à l'embrayage 46, est prévu pour blo- quer l'élément de réaction au carter fixe. Ge frein comprend une série de plateaux montés sur cannelures sur le manchon de pièce de réaction 40 et u- ne seconde série de plateaux montés sur cannelures dans la partie formant carter fixe 10a.
Un élément d'actionnement 122 situé dans un évidement con- venable de la partie fixe 10a est agencé pour être actionné .par pression de fluide fourni sous le contrôle de la soupape principale 94 et d'une soupape de passage automatique indiquée généralement par 124, dont la position est déterminée par la vitesse de la pièce de turbine relativement à celle de l'élément de pompe, au moyen de ce qu'on peut appeler un mécanisme de régla- ge à quotient. Ce mécanisme comprend un pignon 126 interposé entre l'engre- nage de commande de la pompe 86 sur le carter tournant 12 et l'engrenage de pompe 88, et un pignon 128 engrenant avec les dents 62 de la pièce de tur- bine.
L'engrenage 128 est monté de manière à avoir à la fois un mouvement de rotation et de glissement relativement à la tige de soupape 130. L'en- traînement est. transmis de l'engrenage à la tige de soupape au moyen de pla- teaux à friction 132 chargés par un ressort 134. La tige de soupape 130 est pourvue de filets 136 à une extrémité qui sont en prise avec des filets sem- blables prévus dans le moyeu de l'engrenage 126 et entre ses extrémités la tige de soupape est munie d'une partie évidée 138 pour contrôler l'écoule- ment du fluide de commande sous pression vers la pièce d'actionnement du frein, 122.
En se reportant maintenant plus particulièrement à la Figure 3, on verra que le tube sous pression 106 partant de la pompe 84 est muni d'une
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branche 1069 allant à une troisième partie de la pièce de soupape principale 94 qui contrôle la communication entre cette branche et la conduite 146 al- lant à la soupape de passage 124. De cette dernière, une conduite 148 mène à l'organe d'actionnement du frein 122. Un conduit d'évent 150 est également prévu, partant de la chambre de soupape de la soupape 124.
La manière dont le mécanisme décrit ci-dessous fonctionne pour réduire le passage du fonctionnement à double rotation au fonctionnement à simple rotation et vice versa est la suivante. Comme il ressort avec éviden- ce de la Figure 1, l'engrenage 126 tourne dans un sens opposé à celui de la pompe et l'engrenage 128 tourne dans un sens opposé à celui de la pièce de turbine lorsque ce dernier est en mouvement. Si l'on considère maintenant l'état des choses au démarrage, l'engrenage 126, étant entraîné par le car- ter tournant 12, est en mouvement tandis que l'engrenage 128, engrènant a- vec la pièce de turbine fixe, est également immobile mais est en liaison opérative à friction, avec la tige de soupape 130 par les disques à friction 132.
Par conséquent, du fait de la force de frottement exercée par l'engre- nage 128 et qui tend à maintenir la tige de soupape immobile au point de vue rotation lorsque l'engrenage 126 tourne,la tige est sollicitée vers la droi- te comme montré à la Figure 1 (vers le bas si on considère la Figure 3) vers la limite de sa course dans ce sens, laquelle est établie par le collier 130a.
Dans cette position de la soupape, le fluide sous pression est coupé du frein 120 et la chambre de pression du frein est décomprimée du fait que les con- duites 146 et 150 sont en liaison par l'évidement 138 de la soupape.
Lorsque la pièce de turbine commence à tourner, l'engrenage 128 est mis en rotation dans le même sens que l'engrenage 126. D'après la Figu- re 1, on verra que le rapport de vitesses entre la pièce de pompe et l'en- grenage 126 est bien inférieur au rapport de vitesses entre la pièce de tur- bine 20 et l'engrenage 128. Dans la forme de réalisation illustrée, le pre- mier rapport est sensiblement d'un sur un tandis que le dernier est un rap- port de l'ordre de trois sur un. En conséquence, lorsque la vitesse de la pièce de turbine augmente, la vitesse de l'engrenage 128 augmente beaucoup plus rapidement, et pour un rapport de vitesses entre pièces de pompe et de turbine du transformateur qui est relativement faible, par exemple habituel- lement dans le voisinage de 0,25 à 0,30, les vitesses des engrenages 126 et 128 seront égalisées.
Pendant cette période, le transformateur fonctionnera en transformateur à double rotation, les aubages de réaction 34 tournant en sens contraire de la pompe et constituant effectivement des aubages de tur- bines à contre rotation donnant de l'énergie ou puissance par l'intermédiai- re de la transmission planétaire à l'élément de sortie de la transmission.
Lorsque la vitesse de l'élément de turbine augmente encore par rapport à celle de la pompe, la vitesse de l'engrenage 128 dépassera celle de l'engre= nage 126 et du fait de l'entraînement à friction tendra à entraîner plus vi- te la tige de soupape 130 par rapport à l'engrenage 126. Cet effet fait que la liaison à filets entre la tige de soupape et l'engrenage 126 fera passer la tige de soupape axialement vers la droite comme on lé voit sur la Figure 1, (vers le bas, sur la Figure 3), vers sa position limite opposée qui est telle que montrée sur les figures et dans laquelle l'organe d'actionnement du frein est mis en communication avec la conduite sous pression 146 pour provoquer la mise en action du frein.
La mise en action du frein agit en blo- quant la pièce de réaction sur le carter fixe et ensuite le transformateur fonctionne dans le domaine de vitesses supérieures comme transformateur à simple rotation avec des aubages de réaction ou de guidage immobiles. Dans ces conditions de fonctionnement la roue solaire de la transmission planétai- re est fixe tandis que l'engrenage annulaire tourne avec la pièce de turbine.
Ceci exige nécessairement que le porte-planétaire tourne aussi dans le sens vers l'avant de la pièce de turbine, mais comme remarqué plus haut cet effet est permis par les éléments d'embrayage 118 à roue libre.
De ce qui précède il ressort que si la pièce de turbine ralentit relativement à la pièce de pompe en sorte de passer par le point dit de pas- sage ou vitesse de passage, avec ce résultat que l'engrenage 128 tourne plus lentement que l'engrenage 126, la soupape de passage sera de nouveau déplacée en une position coupant l'alimentation du fluide d'actionnement du frein et faisant tomber la pression pour le relâcher.
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Dans la forme de réalisation illustrée, le fonctionnement à dou- ble rotation et'à simple rotation du transformateur est combiné avec une commande directe et avec un mécanisme de changement de sens de marche comme décrit plus haut. Comme on le verra sur les dessins, la conduite sous pres- sion 98 partant de la soupape de commande principale communique avec une chambre de pression 152 et, par des passages 154 et 156, est mise en commu- nication avec la chambre hydraulique 16.
La conduite sous pression 96 commu- nique par un passage 96a dans le manchon 40 de la pièce de réaction avec l'espace entre cette pièce et la pièce de turbine, à partir duquel espace une communication est établie par l'intermédiaire des canaux 158 et 160 vers une chambre 162 et de cette dernière la fluide d'actionnement est débité vers l'embrayage 46 d'entraînement direct.
Dans le présent agencement, un canal 164 allant à un conduit ra- dial 166 pour amener du fluide sous pression aux soupapes de commande 168 est en communication avec la conduite sous pression 96. Ceci a pour résultat qu'en entraînement hydraulique seulement la pression plus basse ou pression de retour du fluide hydraulique est admise vers l'embrayage de synchronisa- tion, mais une pression suffisante peut être maintenue même- dans ce cas pour permettre à cet embrayage d'être actionné.
Alors qu'en commande directe, la pièce de réaction doit manifes- tement pouvoir tourner dans le même sens que les pièces de pompe et de tur- bine, dans la présente forme de réalisation l'embrayage à friction ou le frein qui empêche la pièce de réaction de tourner en fonctionnement à simple rotation du transformateur doit être relâché lorsqu'on doit passer à l'en- traînement direct, et ceci est réalisé automatiquement en munissant la cham- bre de soupape 92 de la soupape de commande principale 94 d'une lumière d'é- vent 170 située de manière à être coupée de la communication avec le canal sous pression 146 allant à la soupape 124,lorsque la soupape principale est dans la position correspondant à la commande hydraulique,
mais agencée pour permettre la mise en communication avec la conduite 146 lorsque la soupape principale est mise dans la position donnant la commande directe. Ainsi, quelle que soit la position de la soupape ;4, le frein actionné par flui- de pour maintenir immobile la pièce de réaction est dégagé de la pression lorsque la commande directe est établie de sorte que le frein est débrayé et que la pièce de réaction est mise en mesure de tourner librement dans le même sens que les pièces de turbine et de pompe. Dans des conditions de com- mande directe,les pièces de pompe'et de turbine tournent en sens direct à la même vitesse, ce qui exige que le porte-planétaires de la transmission planétaire reliant ces pièces tourne en sens direct à la même vitesse.
Ceci est rendu possible par l'embrayage à roue libre 118 qui tourne librement dans des conditions d'entraînement direct d'une manière semblable à ce qui se produit lorsque l'appareillage est organisé pour la commande en trans- formateur à simple rotation.
En raison du mode de construction de l'embrayage nécessite pour employer le fonctionnement à double rotation, le dispositif de passage au- tomatique pour réaliser l'entraînement direct est réalisé par l'intermédiai- re du fonctionnement du mécanisme actionné par le mouvement d'un levier d'ac- tionnement 172 qui peut facilement être actionné automatiquement en réponse à des conditions prédéterminées indiquant peu ou pas d'augmentation de cou- ple par la commande hydraulique de sorte que le passage à la commande direc- te est indiqué.
Comme il ressort de ce qui précède, l'invention sous ses divers aspects peut être réalisée au moyen de nombreux modèles et modes de construc- tion spécifiques et peut comprendre diverses combinaisons de particularités dont quelques unes peuvent être employées à l'exclusion des autres. Il faut comprendre par suite que l'invention n'est pas limitée à la forme de réali- sation exposée ici en manière d'exemple mais doit être considérée comme em- brassant toutes formes et combinaisons d'appareillages tombant dans le champ des revendications subséquentes. Ainsi l'invention comprend aussi les trans- formateurs de couple hydraulique du type à carter immobile à double rotation, comme compris aussi dans le champ des revendications suivantes.
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HYDRAULIC POWER TRANSMISSION.
The present invention relates to hydraulic power transmissions and relates particularly to transmissions in which the hydraulic control comprises a variable speed torque transformer to produce an increase in the torque applied to the output element or controlled element, compared to the torque delivered by the prime mover or other power source to the input element of the transmission, and in which the torque-shifting hydraulic control is employed in the transmission in association in some cases with a alternatively usable control giving a relatively fixed speed ratio between the input and output parts of the transmission and which is adapted to be used alternately with the variable speed torque transformation hydraulic control.
More specifically, the invention relates to transmissions of the above general character in which the torque converting hydraulic drive is arranged for extremely high torque multiplication and sometimes also in combination with positive mechanical drive control. - bend as an alternative and provide a direct control link between the driving and driven parts of the transmission.
In order to obtain relatively high idle torque characteristics with the minimum number of sets of blades and a rapid increase in the operating efficiency of the transformer when the turbine or driven shaft accelerates its movement from the idle, it may be desirable to provide what may be called a double-rotation type transformer in which the reaction vane system, instead of being fixedly mounted in view. rotation, is mounted so as to be able to rotate in a direction opposite to that of the pump, the system of blades rotating in the opposite direction being mechanically connected to the member of the turbine rotating in the direct direction (towards the opposite direction). before)
by a suitable transmission so as to apply an additional output torque to the driven shaft of the device. The speed range in which the double-rotation transformer type has good efficiency is comparatively limited compared to the efficiency range of a single-rotation transformer in which the blades of
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guide or feedback are kept stationary and it has heretofore been proposed to provide a transformer construction in which both single rotation and double rotation operation can be achieved, the transformer operating in the low range. double-rotation transformer speeds changing to single-rotation operation in the highest speed range.
The manner in which this can be achieved can best be understood by referring to Figures 1, 2 and 3, showing one embodiment of the apparatus for carrying out this phase of the invention.
However, this system can also be adapted for a transformer having a fixed enclosure. Referring now more particularly to Figure 1, the illustrated construction comprises a transformer of the double rotation type provided with means for providing direct control.
- Figure 1 is a central longitudinal half section of a transmission form embodying the invention; - Figure 2 is a section taken along the line II-II of Figure 1, and - Figure 3 is a schematic diagram showing the transmission control system shown in Figure 1.
Referring now more particularly to Figure 1 and Figure 2 which relates thereto, the transmission illustrated comprises an outer housing fixed from the point of view of rotation indicated generally by
10 and designed to be fixed, for example, to an internal combustion engine.
Inside the fixed casing 10 is mounted so as to be able to turn the casing or rotating casing of the transformer 12 which, in the present embodiment, is driven by means of the flywheel 14 of the engine.
The casing 12 has a chamber 16 for the circulation of the active hydraulic fluid and also carries a pump wheel or wheel vanes 18.
An axial, central turbine part 20 is carried by two needle bearings 42 and a bearing 24 carried by the rotating housing 12.
The turbine part is provided with a disc-like part 26 located in the hydraulic chamber 16 and carrying a series of turbine blades 28 which serves to support an inner ring part 30 which carries a second series. turbine vanes 32. Between the vanes 32 and 28, a series of reaction or guide vanes 34 is carried by the disc-like portion 36 of a reaction part which partly comprises a hollow shaft or sleeve portion 40 mounted concentrically around the shaft element of the turbine part 20 and supported by a bearing 22 on an inner extension 10a of the fixed housing and a bearing 44 between the part reaction and a part of the rotating housing 12 developing radially inward.
To provide a direct mechanical connection between the drive element of the transmission and the turbine part, a multiple-disc friction clutch generally indicated by 46 has been provided. This clutch comprises drive plates 48 mounted so as not to be able to rotate but capable of axial movement on suitable splines formed internally on a drive element 50, and driven plates 52 mounted so as not to be able to rotate but. capable of axial movement on suitable splines formed in a disc or runner portion 54 wedged on or effectively forming part of the turbine member 20.
The clutch 46 is activated by an actuating part 56 in the form of an annular plate or piston located in a suitable recess of corresponding configuration of the driving element 50, between which and the plate 56. suitable packing rings 58 and 60 are provided.
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In the present embodiment, the transmission is provided with a gear mechanism for transmitting the driving force positively in the forward direction or in the opposite direction from the part or the turbine member. and also allowing a neutral position. This mechanism, which for convenience will be referred to hereinafter as the shift gear, comprises a synchronizing clutch actuated by fluid pressure which is advantageously actuated by the same hydraulic system as that which actuates the clutch. direct control 46. To change gear, the turbine member 20 is provided with a pin 62 meshing with a countershaft pinion (not shown).
Pinion 62 may also control a centrifugal governor (not shown), the momentum of which is used by a servomotor to adjust the main valve of the hydraulic drive below a predetermined speed of the motor. turbine organ. The end shaft 64 which is carried by bearings 66 and 68 of the fixed housing, carries by means of a bearing 144 the turbine member 20 and is provided with a sleeve portion 70 having outer splines 72 on which is slidably mounted the annular reversing part or ring 74 provided with teeth 76 adapted to cooperate with a pinion (not shown) meshing with the pinion of the countershaft.
In the position of the ring 74 shown in FIG. 1, a neutral state is established in which the operative connection between the turbine member and the end shaft is cut. Movement of the shift ring to the left from the position shown in the figure implements the direct drive linkage. Moving the bushing to the right from the position shown operates reverse driving by causing pinion 76 to mesh with the reverse gear.
As normally, when in a neutral position with the control member rotating, the turbine member 20 also rotates under the influence of the hydraulic control, it is necessary, in order to ensure surer the drive either direct or in reverse, without shocks, to synchronize the turbine member with the end shaft before the teeth which mesh are engaged, and for this purpose the fluid pressure actuated synchronizing clutch indicated generally at 78. The construction of this clutch is generally similar to that of clutch 46, comprising a number of what may be regarded as drive plates. mounted on splines on the turbine member,
and a number of driven platters mounted on splines in the outer wall of a recess formed in the hub portion 70 of the end shaft. A clutch actuator 80, in the form of an annular plate, is subjected to the action of pressurized fluid.
The clutches 46 and 78 are both advantageously controlled by a common hydraulic pressure system which will now be described. The stationary housing 10 has a liquid bottom 82 for operating the hydraulic torque transformer and also for operating the clutches. A pump 84, preferably of the gear type, is carried by the extension 10a of the fixed casing, this pump being driven by means of a pinion 86 carried by the rotating casing 12 and meshing with the pinion 88 of the drive shaft. the pump. Pump 84 draws liquid from the bottom through an inlet channel 142, preferably provided with a suitable filter 90, and delivers pressurized fluid through a channel which leads to a main control valve.
This control valve comprises a box 92 having a cylindrical bore in which is slidably mounted a valve part 94 to control the flow of pressurized fluid delivered by the pump to a line 96 and 98, and the return flow through the pipes 100 and 102 as can be seen more clearly in the diagram of Figure 3. The pipe 100 has an orifice which connects it to the channel 102 as indicated at {; diagram of Figure 3. Channel 102 is in communication with a spring loaded pressure relief valve 104, while a pressure line 106 from the pump is in communication with a second pressure relief valve. 108.
The actions of the springs on these valves are adjusted so that the valve 104 is opened by
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a lower fluid pressure value than valve 108 and for the present description these valves may therefore be referred to as low and high pressure relief valves.
It is desirable that reverse control be obtained only when the transmission system is arranged for hydraulic control and not for direct mechanical control. Means have therefore been provided to ensure that the main control valve is always set to the position giving hydraulic control before the synchronization clutch is activated.
It is characteristic in hydraulic torque transformers of the type considered that when the speed of the turbine or of the controlled element approaches that of the pump or of the driving element, the ratio of the secondary torque to the primary torque, which is usually maximum when the turbine part is idling, decreases until a point is reached where the input and output torques are equal, and the speed of the turbine part increases by compared to the pump speed beyond this ratio, the output torque becomes less than the input torque.
There is obviously no advantage and there is a considerable disadvantage if the speed of the turbine part, relative to that of the pump part, can rise above the value for which no increase. torque is obtained and at a value, or before a gear ratio value where no increase in torque takes place, it is desirable to switch from the hydraulic drive to a variant of the drive mode which, in this case, is a direct mechanical control. The gear for which this change is to be made will usually be designated as the transmission shift point.
In the present form of construction, the sleeve portion 40 of the reaction piece is provided at its rearward end with a gear 110 constituting the sun wheel of a planetary transmission train having planetary wheels. 112 mounted on a planetary carrier 114 and meshing with an annular gear 116 formed on the turbine element 20.
Between a sleeve-extending portion of carrier 114 and a similar sleeve portion of stationary housing 10a is a freewheel clutch comprising engaging members 118 arranged to allow planetary carrier 114 to rotate. freely in the same direction as the pump and prevent it from rotating in the opposite direction. A brake, generally indicated by 120, and in the form of a pressurized fluid actuated multiple disc clutch similar to clutch 46, is provided to lock the reaction member to the stationary housing. The brake comprises a series of splines mounted on the reaction piece sleeve 40 and a second series of splines mounted on the fixed housing portion 10a.
An actuating member 122 located in a suitable recess of the fixed part 10a is arranged to be actuated by pressure of fluid supplied under the control of the main valve 94 and an automatic changeover valve generally indicated by 124, the position of which is determined by the speed of the turbine part relative to that of the pump element, by means of what may be called a ratio adjustment mechanism. This mechanism comprises a pinion 126 interposed between the pump control gear 86 on the rotary housing 12 and the pump gear 88, and a pinion 128 meshing with the teeth 62 of the turbine part.
Gear 128 is mounted to have both rotational and sliding motion relative to valve stem 130. The drive is. transmitted from the gear to the valve stem by means of friction plates 132 loaded by a spring 134. The valve stem 130 is provided with threads 136 at one end which engage with similar threads provided in the valve stem. gear hub 126 and between its ends the valve stem is provided with a recessed portion 138 to control the flow of pressurized control fluid to the brake actuator, 122.
Referring now more particularly to Figure 3, it will be seen that the pressure tube 106 from the pump 84 is provided with a
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branch 1069 going to a third part of the main valve part 94 which controls the communication between this branch and the line 146 going to the through valve 124. From the latter, a line 148 leads to the actuator. of the brake 122. A vent pipe 150 is also provided, extending from the valve chamber of the valve 124.
The way in which the mechanism described below works to reduce the change from double rotation operation to single rotation operation and vice versa is as follows. As evident from Figure 1, gear 126 rotates in a direction opposite to that of the pump and gear 128 rotates in a direction opposite to that of the impeller part when the latter is in motion. Considering now the state of affairs at start-up, gear 126, being driven by rotating housing 12, is in motion while gear 128, meshing with the stationary turbine part, is moving. also stationary but is in operative friction connection, with the valve stem 130 by the friction discs 132.
Therefore, due to the frictional force exerted by the gear 128 which tends to keep the valve stem rotatably stationary as the gear 126 rotates, the stem is biased to the right as shown in Figure 1 (down if we consider Figure 3) to the limit of its stroke in this direction, which is established by the collar 130a.
In this position of the valve, the pressurized fluid is cut off from the brake 120 and the pressure chamber of the brake is decompressed because the lines 146 and 150 are connected by the recess 138 of the valve.
When the turbine part begins to rotate, gear 128 is rotated in the same direction as gear 126. From Fig. 1, it will be seen that the speed ratio between the pump part and l. The gear 126 is much less than the speed ratio between the turbine part 20 and the gear 128. In the illustrated embodiment, the first ratio is substantially one to one while the last is. a ratio of the order of three to one. Accordingly, as the speed of the turbine part increases, the speed of the gear 128 increases much faster, and for a speed ratio between the pump and turbine parts of the transformer which is relatively low, eg usually. in the vicinity of 0.25 to 0.30, the speeds of gears 126 and 128 will be equalized.
During this period, the transformer will operate as a double-rotation transformer, the reaction vanes 34 rotating in the opposite direction to the pump and effectively constituting counter-rotating turbine vanes giving energy or power through the medium. from the planetary transmission to the output element of the transmission.
As the speed of the turbine element increases further with respect to that of the pump, the speed of gear 128 will exceed that of gear 126 and due to the friction drive will tend to drive more speed. t valve stem 130 relative to gear 126. This effect causes the threaded connection between valve stem and gear 126 to pass the valve stem axially to the right as seen in Figure 1 , (downwards, in Figure 3), to its opposite limit position which is as shown in the figures and in which the brake actuator is placed in communication with the pressure line 146 to cause the when the brake is applied.
The actuation of the brake acts by locking the reaction piece on the stationary housing and then the transformer operates in the higher speed range as a single-rotation transformer with stationary reaction or guide vanes. Under these operating conditions, the sun gear of the planetary transmission is fixed while the annular gear rotates with the turbine part.
This necessarily requires that the planetary carrier also rotate in the forward direction of the turbine part, but as noted above this effect is permitted by the overrunning clutch elements 118.
From the foregoing it emerges that if the turbine part slows down relatively to the pump part, it passes through the so-called passing point or passage speed, with the result that the gear 128 rotates more slowly than the gear 126, the shift valve will again be moved to a position cutting off the supply of brake actuating fluid and releasing the pressure to release it.
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In the illustrated embodiment, the double rotation and single rotation operation of the transformer is combined with direct control and with a direction change mechanism as described above. As will be seen in the drawings, the pressure line 98 from the main control valve communicates with a pressure chamber 152 and, through passages 154 and 156, is communicated with the hydraulic chamber 16.
The pressure line 96 communicates through a passage 96a in the sleeve 40 of the reaction part with the space between this part and the turbine part, from which space communication is established via the channels 158 and 160 to a chamber 162 and from the latter the actuating fluid is supplied to the direct drive clutch 46.
In the present arrangement, a channel 164 leading to a radial conduit 166 for supplying pressurized fluid to the control valves 168 is in communication with the pressure line 96. This results in that in hydraulic drive only the pressure plus. Low or back pressure of hydraulic fluid is allowed to the synchronizing clutch, but sufficient pressure can be maintained even then to allow that clutch to be actuated.
While in direct drive the reaction part must obviously be able to rotate in the same direction as the pump and impeller parts, in the present embodiment the friction clutch or brake which prevents the part. reaction to turn in single-turn operation of the transformer must be released when switching to direct drive, and this is done automatically by providing the valve chamber 92 of the main control valve 94 with a vent port 170 located so as to be cut off from communication with the pressurized channel 146 going to the valve 124, when the main valve is in the position corresponding to the hydraulic control,
but arranged to allow communication with line 146 when the main valve is placed in the position giving direct control. Thus, regardless of the position of the valve; 4, the fluid actuated brake to hold the reaction piece stationary is relieved of the pressure when direct control is established so that the brake is disengaged and the working piece. reaction is enabled to rotate freely in the same direction as the turbine and pump parts. Under direct drive conditions, the pump and impeller parts rotate in the forward direction at the same speed, requiring that the planetary gear carrier of the planetary transmission connecting these parts to rotate in the forward direction at the same speed.
This is made possible by the overrunning clutch 118 which rotates freely under direct drive conditions in a manner similar to what occurs when the gear is set up for control as a single rotation transformer.
Due to the mode of construction of the clutch required to employ the double rotation operation, the automatic shifting device for realizing the direct drive is realized through the operation of the mechanism actuated by the movement of. an operating lever 172 which can easily be automatically actuated in response to predetermined conditions indicating little or no increase in torque by the hydraulic control so that a change to the direct control is indicated.
As is apparent from the foregoing, the invention in its various aspects can be realized by means of numerous specific designs and modes of construction and can include various combinations of features some of which can be employed to the exclusion of others. It should therefore be understood that the invention is not limited to the embodiment set forth here by way of example but should be regarded as embracing all forms and combinations of apparatus falling within the scope of the subsequent claims. . Thus the invention also includes hydraulic torque transformers of the type with a double rotation stationary casing, as also included within the scope of the following claims.