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PERFECTIONNEMENTS APPORTES AUX MECANISMES DE CHANGEMENT DE VITESSE
A ENGRENAGES EPICYCLOIDAUX.
L'invention concerne des mécanismes changement de vitesse à engre- nages épicycloidaux pour le moyeu de la roue arrière ou motrice d'une bicy'- clette, mécanismes du type comportant au moins deux trains d'engrenages épi- cycloïdeux et dans lesquels un rapport de vitesses est obtenu par le fait qu'au moins'deux de ces trains d'engrenages sont à double accouplement,c'est- à-dire que deux des éléments essentiels d'un train d'engrenages sont forcés à se comporter de la même manière (c'est-à-dire demeurer stationnaires ou se mouvoir à la même vitesse relative et dans le même sens) que deux des éléments essentiels de l'autre train d'engrenages, cela en raison d'un accouplement ou embrayage réciproque, soit permanent, soit séparable.
Le terme "double ac- couplement" est applicable indépendamment du fait, à savoir si un des élé- ments de chaque train d'engrenage épicycloïdal a été omis. Le terme accou- plement réciproque permanent" est utilisé ici pour définir soit'une construc- tion monolithe, soit une construction en deux parties, dans laquelle les deux organes possèdent des identités distinctes, mais ne sont pas séparables au cours du fonctionnement normal de l'engrenage, tandis que le terme "accouple- ment réciproque séparable" sert à définir une construction dans laquelle les deux organes possèdent des identités' distinctes et, de plus sont suscepti- bles d'être accouplés entre eux ou séparés au cours de l'utilisation normale de l'engrenage, par exemple par le déplacement d'un mécanisme sélecteur au moment où l'on effectue un changement de vitesse.
Dans le cas de tels engrenages de changement de vitesse, il est avantageux de faire en sorte qu'un des trains d'engrenages épicycloidaux re- çoive l'effort d'entraînement; ce train d'engrenage est dénommé ci-après train d'engrenage "primaire", le train d'engrenage épicycloïdal adjacent à rouble accouplement étant dénommé train d'engrenage "secondaire".
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Les quatre éléments essentiels d'un train d'engrenage épicycloï- dal simple, sont, comme on le sait: un pignon solaire, ou planétaire, une couronne coaxiale avec celui-ci, un ou plusieurs pignons satellites engre- nant avec 'la roue planétaire et la couronne et une cage pour les pignons satellites connue sous le terme de "cage planétaire", coaxiale avec le pi- gnon planétaire et la couronne. L'axe commun de la roue planétaire, de la couronne et de la cage planétaire constitue évidemment l'axe principal du train d'engrenage. Comme déjà indiqué, un double accouplement, par exemple entre trains d'engrenages épicycloïdaux voisins, comporte un accouplement entre deux quelconques des éléments essentiels d'un train d'engrenage et deux éléments quelconques de l'autre train.
Il existe toutefois une restric- tion en ce sens que l'on peut seulement accoupler un pignon satellite d'un train à un pignon satellite de l'autre train, ce qui a automatiquement pour résultat un accouplement des deux cages planétaires en vue du double accou- plement, cependant que, grâce à une conception appropriée des organes, deux quelconques des trois autres éléments d'un train peuvent être accouplés à deux quelconques des trois autres éléments de l'autre train.
En cours de fonctionnement, un train d'engrenage épicycloïdal travaille de la même façon qu'un levier, c'est-à-dire que, pour permettre le fonctionnement il faut un accouplement intéressant trois organes du train d'engrenage, à savoir, un accouplement pour l'élément dit entraîneur ou élé- ment moteur, un autre accouplement pour l'élément dit entraîné ou élément commandé et un troisième accouplement pour l'élément de réaction ou élément fixe, ces trois éléments étant comparables respectivement aux deux extrémi- tés et au point d'appui d'un levier. Bien entendu, il est essentiel que les éléments entraîneur et entraîné d'un engrenage épicycloidal soient inter- changeables en ce sens que la puissance d'entraînement puisse être transmise dans l'un ou l'autre sens, avec renversement correspondant du rapport d'en- grenages.
Dans le cas d'un train d'engrenages à double accouplement, l'ana- logie est moins évidente parce que le deuxième train d'engrenage épicyclol'- dal constitue un point d'appui mobile pour le premier train d'engrenage et qui se déplace en fonction du mouvement de l'un des éléments essentiels du premier train d'engrenage, cependant qu'il est nécessaire de prévoir un point d'appui fixe ou véritable du train d'engrenage dans son ensemble en immobili- sant un des éléments essentiels de l'un des trains. Dans le cas d'un engre- nage de moyeu de bicyclette, il est courant et avantageux d'employer un pi- gnon planétaire comme point d'appui final ou élément de réaction final.
Par conséquent, dans le cas d'un simple train d'engrenage et en supposant que le pignon planétaire forme l'élément de réaction, on obtient trois rapports d'engrenage, dont une prise directe, à savoir, un rapport de démultiplica- tion ou de réduction obtenu lorsque la couronne représente l'élément entraîneur, tandis que la cage planétaire constitue l'élément entraîné; une prise directe, en faisant en sorte que soit la couronne, soit la cage pla- nétaire, constitue l'élément moteur, tout en constituant en même temps l'or- gane entraîné; et, un rapport multiplié lorsque la cage planétaire constitue l'élément entraîneur, tandis que la couronne constitue l'élément entraîné.
Dans le cas d'un train d'engrenage épicycloidal simple, et tou- jours en admettant que la roue planétaire constitue l'élément de réaction, dès que l'on envisage d'accoupler la couronne ou la cage planétaire soit à l'élément moteur, soit à l'élément commandé, on ne dispose plus que d'un seul élément libre, coaxial avec l'axe principal de l'engrenage et pouvant être accouplé respectivement soit à l'organe entraîné, soit à l'organe mo- teur. L'adjonction d'autres éléments d'engrenage épicycloïdal, comme par exemple la prévision de seconds équipages de pignonsplanétaires et satelli- tes et/ou de couronne et de pignons satellites, en vue de réaliser d'autres rapports ou de rapports supplémentaires, implique essentiellement un double accouplement.
Lorsqu'un élément de chaque train est omis, le double accou- plement modifie les rapports, mais l'on ne dispose d'aucun t'élément libre" et, par conséquent, il n'y a pas de rapport supplémentaire disponible. Là où un ou les deux trains comportent tous leurs quatre éléments essentiels, on fait en sorte que l'on dispose d'autres éléments libres sélectables,. c'est-à-dire, par exemple d'éléments tournant librement à des vitesses au-
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très que les autres éléments accouplés aux éléments moteur et entraîné, d'autres rapports de vitesses pouvant être obtenus avec l'engrenage dans son ensemble par l'emploi d'un quelconque de tels éléments libres de fa- çon qu'il devient l'élément entraîné ou l'élément de réaction, libérant ainsi l'élément précédemment utilisé.
Il existe encore un autre type d'engrenage épicycloïdal, à sa- voir celui dans lequel il est fait usage de pignons satellites multiples ou en gradins et qui permettent d'obtenir des rapports de vitesses d'un ordre inférieur à celui réalisable avec un train d'engrenage épicycloî- dal simple. Un tel engrenage constitue en réalité un engrenage à double accouplement compris dans la définition ci-dessus, bien que la couronne d'un train d'engrenage et le pignon planétaire de l'autre train soient omis.
En ce qui concerne les rapports de vitesses normalement réali- sables avec les différents dispositifs ci-dessus, c'est-à-dire, lorsque les organes présentent des dimension s proportionnelles qui conviennent à l'en- grenage d'un moyeu d'une roue de bicyclette, on peut obtenir des rapports de l'ordre suivant: (1) Engrenage épicycloïda, simple: réduction de 25 % et multipli- cation 33 1/3 %.
(2) (a) train d'engrenage épicycloïdal à double accouplement à pignons satellites multiples: réduction de 15 % et multiplication de 20 %.
(b) avec un second pignon planétaire, on dispose des rap- ports supplémentaires de (1) (3) Trains d'engrenage épicycloïdaux à double accouplement, com- portant chacun ces quatre éléments essentiels: multiplication ou réduction de 5 % à 10 %.
(4) Trains d'engrenage épicycloïdaux à double accouplement, cha- cun de ces trains comportant ses quatre éléments essentiels, et avec un ac- couplement permettant l'emploi direct du train d'engrenage primaire seule- meht: multiplication ou réduction de 5 % à 10 % et réduction de 25%, et mul- tiplication de 33 1/3 %.
Pour obtenir les rapports de vitesses tant de réduction que de multiplication précités, il est nécessaire de prévoir un second accouplement tant pour les éléments récepteurs ou entraînés que pour les éléments moteurs ou entraîneurs du train d'engrenage. La prévision d'un tel accouplement est tout-à-fait courante, sa réalisation la plus connue consistant en deux ac- couplements récepteurs à cliquet et à rochet et un sélecteur mobile pour les accouplementsnoteurs, ce sélecteur étant destiné, lorsqu'il occupe une de ses positions, à basculer un des cliquets récepteurs, permettant ainsi à l'autre cliquet, lequel glisse normalement sur son rochet, de devenir l'ac- couplement récepteur effectif. Dans une telle construction, les cliquets as- surent un accouplement de roue libre dans tous les rapports d'engrenage.
Un exemple antérieur d'un accouplement de ce type est décrit dans le brevet belge n 459.328.
Il est évidemment avantageux de pouvoir établir à la fois des rapports d'engrenage de multiplication et de démultiplication, non seule- ment parce'que l'on dispose ainsi d'un plus grand nombre de rapports, mais aussi parce que la prise directe intermédiaire peut servir de rapport nor- mal. Toutefois, et comme il ressort du brevet belge n 471.072, on a recon- nu l'avantage du fait, à savoir, qu'en omettant le cliquet récepteur norma- lement actif et en remplaçant par des griffes à accouplement direct le se- cond récepteur dans un engrenage à double accouplement, on peut réaliser un mécanisme à trois vitesses sans roue libre mais avec deux rapports de démul- tiplication. Jusqu'à présent, pour obtenir un mécanisme sans roue libre mais avec deux rapports de démultiplication.
Jusqu'à présent, pour obtenir un mécanisme sans roue libre mais avec prise directe intermédiaire, il était nécessaire de prévoir deux accouplements récepteurs sans roue libre munis d'un système de commande approprié à sélecteur. On connaît desmécanismes antérieurs dans lesquels la couronne et la cage planétaire d'un simple en-
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grenage épicycloïdal pouvaient être glissées en bloc pour pouvoir être mis en prise alternativement avec des griffes réceptrices et motrices qui leur étaient complémentaires, toutefois, un tel système,d'engrenage coulissant présente plusieurs désavantages connus.
La présente invention a pour objet d'établir un engrenage de commande fixe ou réversible, comportant un rapport de multiplication, une prise directe et un rapport de démultiplication (par opposition avec le mé- canisme comprenant une prise directe et deux rapports de démultiplication, comme décrit dans le brevet belge n 471,072), ainsi que un choix plus sou- ple de rapports que cela n'a été possible avec les engrenages connus à ce jour, c'est-à-dire, une gamme de sélection de rapport d'engrenage plus étendue, pour s'adapter aux besoins d'un cycliste.
Par exemple, l'engrenage selon l'invention permet au constructeur de prévoir plusieurs rapports de transmission dont certains sont essentiellement ceux que l'on aurait en aug- mentant ou en réduisant le nombre des dents de la roue à chaîne du moyeu d'une dent à la fois, comme c'est le cas dans un dérailleur.
L'invention vise en outre: à établir des rapports d'engrenage encore plus rapprochés que ceux réalisables à ce jour (et qui seront dénom- més ci-après "rapports très rapprochés") c'est-à-dire, comportant une éléva- tion ou une diminution de moins de 5 % par rapport à l'échelon de vitesse -immédiatement voisin, à établir une méthode relativement simple pour réali- ser des rapports d'engrenage destinés à être utilisés dans un moyeu-de bi- cyclette et qui permettent d'établir une sélection couvrant une gamme de rapports très rapprochés à écarter ;
d'établir, en tant que groupes sélectifs trois ou quatre rapports, ou plus, du type requis par les cyclistes, cela sous une forme plus simple qu'il n'a été possible de le faire à ce jour, tout en réalisant une certaine réduction dans le poids du moyeu, ce qui re- présente un point de grande importance pour les cyclistes.
Selon l'invention, un engrenage de changement de vitesse épicy- cloïdal pour le moyeu de la roue motrice d'une bicyclette, engrenage compre- nant des trains d'engrenage épicycloïdaux primaire et secondaire à double accouplement, est caractérisé en ce que le train d'engrenage épicycloïdal secondaire constitue lui-même un train d'engrenage épicycloidal à double ac- couplement, comportant plus d'un élément libre, en combinaison avec des mo- yens pour accoupler sélectivement la roue planétaire du train primaire à un quelconque des susdits éléments libres.
L'engrenage ci-dessus peut en outre être caractérisé en ce que chacun des trains épicycloïdaux du train secondaire à double accouplement est accouplé au train primaire p our assurer le double accouplement du train d'engrenage secondaire avec le train primaire ; ilest en outre caractérisé par des moyens pour accoupler sélectivement les éléments moteur, récepteur et de réaction aux éléments essentiels d'au moins un des trains d'engrenage, de façon à réaliser au moins un rapport simple à l'aide d'un tel train d'engrenage seul, tout en déclenchant tout autre train d'engrenage, pour lui permettre de tourner librement ; ilest en outre caractérisé en ce que le train d'engrenage primaire peut être utilisé seul ;
il est encore caractéri- séen ce que la prise directe est obtenue en verrouillant le train primaire sur lui-même alors qu'il est désaccouplé d'avec un élément de réaction.
Dans les dessins ci-joints:
Fig. 1 est une coupe longitudinale, suivant les lignes X.O.Y. de la Fig. 2, d'un moyeu pour roue de bicyclette établi selon l'invention et dans lequel les éléments d'engrenage épicycloidal supplémentaires consistent en pignons fous logés dans la même cage planétaire que les pignons satelli- tes principaux du trainsecondaire et engrenant avec ces derniers pignons et en une autre roue planétaire en prise avec lesdits pignons fous, mais mon- tée à rotation libre sur l'arbre. (Une position d'engrènement est montrée au-dessus de l'axe, tandis qu'une position d'engrènement de variante est re- présentée au-dessous de l'axe central).
Fig. 2 est une coupe transversale suivant la ligne A-A de la Fig. 1.
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Fig. 3 est une coupe longitudinale d'un train secondaire d'une autre construction, faisant partie d'un moyeu de changement de vitesse selon l'invention et dans lequel les autres éléments de l'engrenage épicycloïdal consistent en pignons satellites multiples, avec adjonction d'un pignon planétaire sur l'arbre du train, ce pignon planétaire engrenant avec l'ex- trémité du pignon satellite multiple éloignée de la couronne principale du- dit train secondaire. L'adjonction d'une autre couronne engrenant avec les pignons satellites multiples, à la même extrémité de ceux-ci que le pignon planétaire est également indiquée. r'ï, Fig. 3a est une variante de la construction montrée dans la Fig. 3.
Fig. 4 montre une autre variante du train secondaire, établie de façon à permettre le verrouillage de l'un ou l'autre de ses pignons plané- taires à l'organe fixe, afin d'assurer d'autres rapports de transmission.
Comme montré dans les Figs. 1 et 2, l'engrenage perfectionné selon l'invention consiste en un moyeu à commande réversible (c'est-à-dire, non à roue libre) à trois vitesses donnant, en rapports rapprochés, une vi- .tesse démultipliée, une prise directe et une vitesse multipliée. Le moyeu proprement dit comporte un arbre fixe 1 sur lequel est monté un élément 2 formant bague de roulement 2, fixé par un écrou de serrage 3. Un élément mo- 'teur ou entraîné 5, monté à rotation à l'aide des billes 4 sur l'organe 2, est fileté de façon à recevoir une roue à chaîne 6 fixée par un écrou de blocage 7 à filet opposé.
Des billes 8, tournant dans une gorge de roule- ment présentée par l'élément entraîneur 5, portent un flasque d'extrémité 9 fixé à l'aide de cannelures, ou d'une autre manière, dans le creux du car- ter 10 du moyeu en 10a. Le carter de moyeu présente des brides lOb desti- nées à recevoir des rayons. Dans l'alésage intérieur de l'élément d'extré- mité 9 sont taillées des dents d'engrenage 9a qui forment la couronne du train d'engrenage primaireo Dans l'autre extrémité du carter de moyeu 10 est vissé, ou fixé d'une autre manière, un flasque d'extrémité 11, dont le dévissage est empêché par des moyens appropriés, tels que la vis de bloca- ge 12.
Dans ce flasque d'extrémité 11 sont taillées des dents d'engrenage lla qui forment la couronne dentée à double accouplementformant le train d'engrenage secondaire, qui sera expliqué d'une façon plus détaillée dans le paragraphe suivante Le flasque d'extrémité 11 tourne à l'aide de billes 13 sur un élément 14 formant bague de roulement et monté sur l'arbre l et fixé à l'aide d'un écrou de blocage 15. Le train d'engrenage primaire con- siste en un simple train d'engrenage épicycloïdal et est complété par le pignon planétaire 16 monté à rotation libre sur l'arbre 1 et muni d'un d'un prolongement formant des crabots ou. une griffe d'embrayage 16a, ainsi que par les pignons satallites 17 montés sur des broches 18 dans la cage planétaire 19. Un prolongement de la cage planétaire 19 porte intérieure- ment une griffe d'embrayage 19a.
Une autre griffe d'embrayage 19b, égale- ment solidaire de la cage planétaire 19 est en prise avec une griffe d'em- brayage correspondante 5a de l'élément entraîneur 5.
Le train d'engrenage secondaire à double accouplement, dont la couronne est désignée par 11a, se compose, en ce qui concerne un pre- mier train d'engrenage épicycloïdal par un pignon planétaire 20, calé sur .1'arbre 1 à l'aide de cannelures 20a et assujetti à l'aide d'une rondelle
21 et d'un écrou de blocage 22, d'une cage planétaire 24 présentant un prolongement à l'intérieur duquel est prévue une griffe d'embrayage 24a, cette cage planétaire supportant des pignons satellites 25 engrenant avec un pignon planétaire fixe 20 et avec la denture lla de la couronne soli- daire du flasque d'extrémité 11.
A ce train épicycloïdal est relié par un double accouplement l'autre trains constitué par un pignon planétaire
23 monté à rotation libre sur l'arbre et muni sur sa face d'une griffe d'embrayage 23a et par des pignons fous 27 en prise avec le pignon satel- lite 25 et avec le pignon planétaire rotatif 23, les pignons 27 étant mon- tés sur des broches 28. Ce deuxième train d'engrenage épicycloïdal ne com- porte pas de couronne, bien que l'on puisse en prévoir une, comme il sera proposé dans la suite concernant le dispositif de la Fig. 3a. Le pignon
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planétaire 23 est assujetti contre le déplacement axial dans un sens par un épaulement la prévu sur l'arbre 1 et, contre le mouvement dans le sens opposé par le pignon planétaire 20.
Les deux trains décrits ci-dessus, et qui forment conjointement le train d'engrenages secondaire, sont reliés par un double accouplement par le fait qu'ils comportent une cage plané- taire commune 24 et parce que leurs pignons satellites 25, 27, sont en pri- se. Le train d'engrenage primaire est relié par un double accouplement au train d'engrenage secondaire de la façon suivante: A titre permanent, la couronne 9a du train d'engrenage primaire est accouplée par le carter de moyeu 10 à la couronne lla de l'un des trains à double accouplement du train d'engrenage secondaire.
A titre sélectif, le pignon planétaire 16 du train d'engrenage primaire peut être accouplé soit au pignon planétai- re 23, de l'autre train du train d'engrenage secondaire à double accou- plement, par l'intermédiaire des griffes 29a, 29c, comme il sera décrit dans la suite,soit à la cage planétaire commune 24, à l'aide des griffes 29b, 24a.
Un manchon d'embrayage à griffes 29 est monté à coulissement et à rotation libre sur l'arbre 1. Ce manchon présente trois griffes d'em- brayage 29a, 29b et 29c (visibles plus clairement dans la moitié inférieure, laquelle est représentée comme étant décallée vers la droite par rapport à la position montrée dans la moitié supérieure de la Fig. 1). Le manchon d'embrayage peut occuper différentes positions à savoir: (1) celle dans la- quelle les dents 29a sont en prise avec les dents correspondantes 23a du pignon planétaire 23 (voir moitié supérieure de la Fig. 1); (2) celle dans laquelle les dents 29b sont en prise avec les dents correspondantes 24a de la cage planétaire 24; et, (3) celle dans laquelle les dents 29c sont en prise avec les dents correspondantes 19a de la cage planétaire 19 (voir moitié inférieure de la Fig. 1).
En outre, les dents 29c sont constamment en prise avec les dents 16a du pignon planétaire primaire 16, tout en pou- vant coulisser librement sur celles-ci dans le sens longitudinal. Un ressort 30, interposé entre le pignon planétaire 16 et le manchon 29, sollicite nor- malement cette dernière vers la gauche, Fig. 1 de façon à mettre les dents 29a en prise avec les dents 23a du pignon planétaire 23 (comme montré dans la moitié supérieure de la Fig. 1). Une clavette 31 logée dans une fente 1b de l'arbre 1 agit sur une douille 32 prévue dans l'alésage du manchon d'em- brayage 29.
Une tige de commande 33 traverse un orifice lc prévu dans l'ar- bre,pour agir sur la clavette 31, une autre tige filetée 34 et un collier 35 étant disposés de telle façon que le déplacement de la tige 33 a pour ef- fet d'imprimer un mouvement analogue à la clavette 31, et de la, .par l'in- termédiaire de la douille 32, au manchon d'embrayage 29, de telle sorte que ce dernier peut être amené dans une de ses positions alternatives.
Dans l'exemple représenté dans les Figs. 1 et 2, on obtient un rapport de démultiplication lorsque la griffe 29a est en prise avec la grif- fe 23a ; prise directe correspondant à un rapport 1/1 lorsque la griffe 29c est en prise avec la griffe 19a, et, un rapport de multiplication lors- que la griffe 29b est en prise avec la griffe 24a.
Lorsque les griffes 29c et 19a engrènent, pour donner la prise directe,le train d'engrenage secondaire à double accouplement tourne à vi- de, le train d'engrenage primaire étant verrouillé sur lui-même par le fait que son pignon planétaire est verrouillé à sa cage planétaire par l'intermé- diaire desdites griffes ainsi que de la griffe à longues dents 16a Lorsque le train d'engrenage secondaire est en action, l'effort récepteur est trans- mis en partie par la couronne 9a du train primaire et en partie par la cou- ronne lla du train secondaire. La roue planétaire 28 forme constamment l'élé- ment de réaction.
Lorsque les griffes 29a et 23a sont embrayées pour fournir le rapport de vitesse démultiplié, le pignon planétaire primaire 16 est ame- né à tourner à la même vitesse et dans le même sens (opposé à celui de l'élé- ment entraîneur 6) que le pignon planétaire 23 de l'autre train d'engrenage du train secondaire à double accouplement. Lorsque les griffes 29b et 24a . sont en prise, le pignon planétaire primaire est amené à tourner à la même vitesse et dans le même sens (sens identique à celui de l'organe entraîneur) que la cage planétaire commune 24.
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Dans le présent exemple, les nombres de dents des divers éléments de l'engrenage secondaire sont les suivants:
EMI7.1
<tb> .Pignon <SEP> planétaire <SEP> secondaire <SEP> fixe <SEP> 20 <SEP> 20 <SEP> dents
<tb>
<tb> Pignon <SEP> planétaire <SEP> secondaire <SEP> libre <SEP> 23 <SEP> 24 <SEP> dents
<tb>
<tb> Pignons <SEP> satellites <SEP> secondaires <SEP> 25 <SEP> 20 <SEP> dents
<tb> Couronne <SEP> secondaire <SEP> lla <SEP> 60 <SEP> dents
<tb>
<tb> Pignons <SEP> secondaires <SEP> fous <SEP> 27 <SEP> 16 <SEP> dents
<tb>
Les nombres de dents ci-dessus donnent, entre la vitesse du pi- gnon planétaire primaire et celle du carter du moyeu, un rapport de 0,75 à 1 en grande vitesse, de 1 à 1 en prise directe et de 1,375 à 1 en petite vi- tesse.
En outre, dans l'exemple représenté, les nombres de dents du train d'engrenage primaire sont les suivants:
EMI7.2
<tb> Pignon <SEP> planétaire <SEP> primaire <SEP> 16 <SEP> 20 <SEP> dents
<tb>
<tb> Pignons <SEP> satellites <SEP> primaires <SEP> 17 <SEP> 20 <SEP> dents
<tb>
<tb> Couronne <SEP> primaire <SEP> 9a <SEP> 60 <SEP> dents
<tb>
En considérant les rapports ci-dessus entre le pignon planétaire primaire et le carter, ces nombres de dents déterminent des rapports d'en- grenage finals suivants entre les organes entraîneur et entraîné:
EMI7.3
<tb> Petite <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 0,916
<tb> Prise <SEP> directe <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 1 <SEP>
<tb>
<tb> Grande <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 1,0666
<tb>
Ces rapports sont sensiblement les mêmes que ceux qui seraient obtenus par l'emploi de pignons à chaîne de moyeu sélectifs, comme dans un mécanisme à dérailleur, comportant respectivement 15,16 et 17 dents. Les nombres de dents de chaque train d'engrenage peuvent évidemment être ajus- tés de façon à fournir des rapports plus écartés ou plus rapprochés, comme requis.
De préférence, les organes dentés et les organes d'accouplement ou d'embrayage sont de nature à fournir des rapports sélectifs entre le pignon planétaire et le carter, se situant entre moins un et plus deux et demi, c'est-à-dire que le pignon planétaire primaire peut tourner en arrière par rapport au carter du moyeu, à la même vitesse que celui-ci, ou bien, il peut tourner en avant à une vitesse deux et demi fois supérieure à celle du carter.
Lorsque la caractéristique de réversibilité de l'entraînement n'est pas requise, la roue à chaîne peut être remplacée par une roue libre à cliquet extérieur, ou bien, un accouplement à cliquet et à rochet peut remplacer l'accouplement à griffe prévu entre l'élément entraîneur 5 et la cage planétaire primaire 19.
Comme montré dans la Fig. 3, une variante d'un train d'engre- nage secondaire à double accouplement pour un moyeu changeur de vitesse de roue de bicyclette comprend, au lieu de l'arbre 1, un arbre 36 sur lequel est prévu un pignon planétaire 37 faisant corps avec cet arbre ou fixé à celui-ci d'une autre façon. A proximité de ce pignon planétaire est dispo- sé un autre pignon planétaire 38 pouvant tourner librement autour de l'ar- bre 36, mais empêché de se déplacer longitudinalement sur celui-ci grâce à la prévision de moyens tels qu'une bague élastique fendue 39. Le pignon planétaire 38 présente sur une de ses faces une griffe d'embrayage 38a.
La cage planétaire 40 est analogue à la cage planétaire 24 des Figs. 1 et 2, mais porte des pignons planétaires doubles (en gradins) 41, montés sur des byoches 42, ces pignons doubles engrenant avec les deux pignons planétai- res 37 et 38, tandis que leurs éléments de grand diamètre engrènent avec les dents 43a formant couronne et solidaires du flasque d'extrémité 43 et qui remplacent les dents lla du flasque 11. A l'intérieur de l'alésage d'un prolongement de la cage planétaire 40 sont prévues des dents d'em-
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brayage 40a, Les griffes 38a et 40a remplacent les griffes 23a et 24a de l'exemple décrit en premier lieu.
Comme montré dans 1a Fig..3a, une autre couronne 44 est représentée, cette 'autre couronne présentant une denture an- nulaire 44b engrenant avec les éléments de petit diamètre des doubles pi- gnons satellites 41. Un prolongement dudit élément formant couronne présen- te, à l'intérieur de son alésage, une griffe d'embrayage 44a appelée à être mise en prise avec la griffe 29b du manchon d'embrayage. Les trains d'engre- nage secondaire des Figs. 3 et 3a peuvent être utilisés en lieu et place du train d'engrenage secondaire des Figs. 1 et 2, les griffes 38a, 40a et 44a étant engagés sélectivement-par le manchon d'embrayage 29 ; comme décrit plus haut.
Dans l'exemple d'exécution de l'invention montré¯dans les Figs.
3 et 3a, les nombres de dents du train d'engrenage secondaire représenté sont les suivants:
EMI8.1
<tb> Pignon <SEP> planétaire <SEP> fixe <SEP> 37 <SEP> 16 <SEP> dents
<tb>
<tb> Pignon <SEP> satellite <SEP> multiple <SEP> 41 <SEP> 22 <SEP> et <SEP> 16 <SEP> dents
<tb>
<tb> Couronne <SEP> 43a <SEP> 60 <SEP> dents
<tb>
<tb> Pignon <SEP> planétaire <SEP> libre <SEP> 38 <SEP> 22 <SEP> dents
<tb>
<tb> Couronne <SEP> libre <SEP> (Fig. <SEP> 3a) <SEP> sur <SEP> 44 <SEP> 54 <SEP> dents
<tb>
Les nombres de dents ci-dessus donnent, entre la vitesse du pi- gnon planétaire et celle du carter du moyeu, les rapports suivants:
Pignon planétaire primaire 16 accouplé au pignon planétaire secondaire libre 38 par la griffe 38a: 0,372 à 1
Pignon planétaire primaire 16 accouplé à la cage planétaire secondaire 40 par la griffe 40a:
0,789 à 1
Pignon planétaire primaire 16 accouplé à la couronne secondaire libre 44 (fig. 3a) par la griffe 44a: 0,959 à 1
Pignon planétaire primaire 16 accouplé à la cage primaire 19 pour la griffe 19a : 1 à 1
Dans ce même train primaire, ces rapports fournissent des rap- ports finals suivants entre les vitesses des organes entraîneur et entraîné :
EMI8.2
<tb> 3ème <SEP> multiplication <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 1,186
<tb>
<tb> 2ème <SEP> multiplication <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 1,055
<tb> lère <SEP> multiplication <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 1,010 <SEP> (fig. <SEP> 3a)
<tb>
<tb>
<tb> prise <SEP> directe <SEP> 1 <SEP> à <SEP> 1 <SEP>
<tb>
Dans cet exemple, la troisième multiplication, comparée à des pignons à chaîne sélectables d'un mécanisme à dérailleur, équivaut à une différence de trois dents, par exemple de 19 à 16 dents ; ladeuxième multi- plication équivaut à une descente d'une dent, à savoir, de 19 à 18, et, la première multiplication donne un rapport d'engrenage correspondant à moins d'une dent de différence, rapport qui n'est pas facilement réalisable par d'autres moyens.
Les nombres de dents des divers éléments d'engrenage peu- vent être ajustés de façon à fournir les autres rapports d'engrenage parti- culiers.
Comme indiqué dans la fig. 4, les deux pignons planétaires se- condaires 20 et 23 des figs. 1 et 2 sont remplacés par des pignons 45 et 46, tous deux montés à rotation libre sur l'arbre 1 et munis, à l'intérieur de leurs alésages respectifs, de cannelures ou de griffes 45c et 46c.
Le pignon 46 est muni d'une griffe 46a complémentaire de la grif- fe 29a. L'arbre 1 est muni d'une autre gorge ld destiné à recevoir une au- tre clavette 47. L'extrémité intérieure de la tringle de commande 33 est dans ce cas vissée dans la clavette 31, tandis qu'une autre tringle de com- mande 48 est vissée dans la clavette 47. L'actionnement de la tringle de
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commande 48 a pour effet de bloquer sélectivement le pignon planétaire 45 ou 46 à l'arbre 1. afin de fournir d'autres rapports d'engrenage, diffé- rents de ceux déjà décrits..
En d'autres termes, en verrouillant le pignon planétaire 46, au lieudu pignon planétaire 45, à l'arbre 1, et en suppô- sant que les nombres de dents des divers éléments sont les mêmes que ceux décrits à propos des figs. 1 et 2, c'est-à-dire, en admettant que les pi- gnons planétaires 45 et 46 possèdent respectivement les mêmes nombres de dents que les pignons planétaires 20 et 23, les rapports supplémentaires entre le pignon planétaire primaire 16 et le carter de moyeu 10 seront : zéro, 1 à 1 et 1,66 à 1. Si l'on ajoute une couronne libre, telle que re- présentée en 44 dans la fig. 3, de façon qu'elle engrène avec des pignons fous de 16 dents, comme montré en 27 dans la fige 1, cette couronne aurait 56 dents et donnerait un nouveau rapport de 2,38 à 1.
Avec le même train primaire que celui décrit à propos des figs.
1 et 2, les rapports d'engrenage finals entre le côté entraîneur et le cô- té entraîné seraient les suivants: Pignon planétaire primaire 16 à pignon planétaire secondaire 46, par la griffe 46a: 1 à 0,75 Pignon planétaire primaire 16 à cage secondaire 24 par la griffe 24a : 1 à 0,858 Pignon planétaire primaire 16 à couronne secondaire libre, par la griffe 44a : 1 à 0,744 Pignon planétaire primaire 16 à cage primaire 19, par la griffe 19a : 1 à 1
On remarquera qu'il a été fait usage ici d'une méthode de va- riante pour obtenir une réduction de 1 à 0,75; ceci peut être écarté au be- soin par l'emploi de nombres de dents différents.
REVENDICATIONS.
1) Engrenage épicycloïdal de changement de vitesse pour le moyeu de la roue motrice d'une bicyclette, engrenage comprenant des trains d'en- grenage épicycloidaux primaire et secondaire à double accouplement, carac- térisé en ce que le train d'engrenage épicycloidal secondaire constitue lui- même un train d'engrenage épicycloidal à double accouplement comportant plus d'un élément libre, en combinaison avec des moyens pour accoupler sélecti- vement la roue planétaire du train primaire à un quelconque des susdits élé- ments libres.
2) Engrenage épicycloidal de changement de vitesse selon 1, ca- ractérisé en ce que chacun des trains épicycloïdaux du train secondaire à double accouplement est accouplé au traind'engrenage primaire pour assurer le double accouplement du train d'engrenage secondaire avec le train pri- maire.
3) Engrenage épicycloïdal de changement de vitesse selon 1 ou 2, caractérisé par des moyens pour accoupler sélectivement les éléments mo- teur, récepteur et de réaction aux éléments essentiels d'au moins un des trains d'engrenage épicycloidaux, de façon réaliser au moins un rapport simple à l'aide d'un tel train d'engrenage seul, tout en déclenchant tout autre train d'engrenage épicycloêdal pour lui permettre de tourner libre- ment.
**ATTENTION** fin du champ DESC peut contenir debut de CLMS **.
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IMPROVEMENTS TO GEAR CHANGE MECHANISMS
WITH EPICYCLOIDAL GEARS.
The invention relates to speed change mechanisms with epicyclic gears for the hub of the rear wheel or driving wheel of a bicycle, mechanisms of the type comprising at least two epicyclic gear trains and in which a ratio speed is obtained by the fact that at least two of these gear trains are double-coupled, i.e. two of the essential elements of a gear train are forced to behave in the same way. same way (i.e. to remain stationary or to move at the same relative speed and in the same direction) as two of the essential elements of the other gear train, this by reason of a reciprocal coupling or clutching , either permanent, or separable.
The term "double coupling" is applicable regardless of whether one of the elements of each epicyclic gear train has been omitted. The term permanent reciprocal mating "is used herein to define either a monolithic construction or a two-part construction, in which the two organs have distinct identities, but are not separable during the normal operation of the body. gearing, while the term "separable reciprocal mating" is used to define a construction in which the two parts have distinct identities and, moreover, are likely to be mated to each other or separated during the course of the gearing. normal use of the gear, for example by the movement of a selector mechanism at the time of a gear change.
In the case of such speed change gears, it is advantageous to have one of the epicyclic gear trains receive the driving force; this gear train is hereinafter referred to as the "primary" gear train, the epicyclic gear train adjacent to the coupling ruble being referred to as the "secondary" gear train.
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The four essential elements of a simple epicyclic gear train, are, as we know: a sun gear, or planetary, a crown coaxial with it, one or more planet gears meshing with the wheel planetary gear and the ring gear and a cage for the planet gears known as the "planetary gear", coaxial with the planetary gear and the ring gear. The common axis of the planetary wheel, the crown wheel and the planetary cage obviously constitutes the main axis of the gear train. As already indicated, a double coupling, for example between neighboring epicyclic gear trains, comprises a coupling between any two of the essential elements of one gear train and any two elements of the other train.
There is, however, a restriction in that one can only couple a planet gear of one train to a planet gear of the other train, which automatically results in a coupling of the two planetary cages for double coupling, however, with proper design of the members, any two of the other three elements of one train can be mated with any two of the other three elements of the other train.
In operation, an epicyclic gear train works in the same way as a lever, that is to say that, to allow the operation, a coupling is required involving three members of the gear train, namely, a coupling for the so-called driver or motor element, another coupling for the so-called driven element or controlled element and a third coupling for the reaction element or fixed element, these three elements being respectively comparable to the two ends. tees and at the fulcrum of a lever. Of course, it is essential that the driving and driven elements of an epicyclic gear are interchangeable in that the driving power can be transmitted in either direction, with corresponding reversal of the gear ratio. gears.
In the case of a double-coupling gear train, the analogy is less obvious because the second epicyclic gear train constitutes a movable fulcrum for the first gear train and which moves according to the movement of one of the essential elements of the first gear train, however it is necessary to provide a fixed or true fulcrum of the gear train as a whole by immobilizing one of the essential elements of one of the trains. In the case of a bicycle hub gear, it is common and advantageous to employ a planetary gear as the final fulcrum or final reaction element.
Therefore, in the case of a single gear train and assuming that the planetary pinion forms the reaction element, three gear ratios are obtained, including a direct drive, namely, a gear ratio. or reduction obtained when the ring gear represents the driving element, while the planetary cage constitutes the driven element; a direct drive, by ensuring that either the ring gear or the planetary cage, constitutes the driving element, while at the same time constituting the driven organ; and, a ratio multiplied when the planetary cage constitutes the driving element, while the ring gear constitutes the driven element.
In the case of a simple epicyclic gear train, and always assuming that the planetary wheel constitutes the reaction element, as soon as it is envisaged to couple the ring gear or the planetary cage either to the element motor, or to the controlled element, there is only one free element, coaxial with the main axis of the gear and which can be coupled respectively either to the driven member or to the moving member. tor. The addition of other epicyclic gear elements, such as for example the provision of second sets of planetary and satellite gears and / or crown and planet gears, with a view to producing other ratios or additional ratios, involves essentially a double mating.
When an element of each train is omitted, the double coupling changes the ratios, but no free element is available "and therefore there is no additional ratio available. where one or both trains have all of their four essential elements, provision is made to have other selectable free elements, that is to say, for example elements freely rotating at speeds above
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very than the other elements coupled to the driving elements and driven, other speed ratios obtainable with the gear as a whole by the use of any such free elements so that it becomes the driven element or reaction element, thus freeing the previously used element.
There is yet another type of epicyclic gear, namely that in which use is made of multiple or stepped planetary gears and which make it possible to obtain speed ratios of a lower order than that achievable with a gear simple epicyclic gear. Such a gear is in reality a double-coupling gear included in the above definition, although the crown of one gear train and the planetary pinion of the other train are omitted.
With regard to the speed ratios normally achievable with the various devices above, that is to say, when the members have proportional dimensions which are suitable for the engagement of a hub. a bicycle wheel, ratios of the following order can be obtained: (1) Epicycloidal gearing, single: 25% reduction and 33 1/3% multiplication.
(2) (a) Planetary gear with double coupling with multiple planetary gears: reduction of 15% and increase of 20%.
(b) with a second planetary pinion, there are additional ratios of (1) (3) Double-coupling epicyclic gears, each comprising these four essential elements: multiplication or reduction from 5% to 10% .
(4) Planetary gear trains with double coupling, each of these trains comprising its four essential elements, and with a coupling allowing the direct use of the primary gear train only: multiplication or reduction of 5 % to 10% and reduction of 25%, and multiplication of 33 1/3%.
To obtain the above-mentioned reduction and multiplication speed ratios, it is necessary to provide a second coupling both for the receiving or driven elements and for the driving or driving elements of the gear train. The provision of such a coupling is quite common, its best known embodiment consisting of two ratchet and ratchet receiver couplings and a movable selector for motor couplings, this selector being intended, when it occupies a from its positions, to tilt one of the receiving pawls, thus allowing the other pawl, which normally slides on its ratchet, to become the effective receiving coupling. In such a construction, the pawls provide a freewheel coupling in all gear ratios.
An earlier example of such a coupling is described in Belgian Patent No. 459,328.
It is obviously advantageous to be able to establish both multiplication and reduction gear ratios, not only because a greater number of gears are thus available, but also because the intermediate direct drive can be used as a normal report. However, and as emerges from Belgian Patent No. 471,072, the advantage was recognized, namely, that by omitting the normally active receiving pawl and replacing by directly coupling claws the second Receiver in a double-coupling gear, a three-speed mechanism can be produced without freewheel but with two reduction ratios. Until now, to obtain a mechanism without freewheel but with two gear ratios.
Until now, to obtain a mechanism without freewheel but with intermediate direct drive, it was necessary to provide two receiver couplings without freewheel provided with an appropriate selector control system. Previous mechanisms are known in which the crown and the planetary cage of a simple
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Epicyclic grinding could be slid as a block so as to be able to be engaged alternately with receiving and driving claws which were complementary to them, however, such a sliding gear system has several known disadvantages.
The object of the present invention is to establish a fixed or reversible control gear comprising a gear ratio, a direct drive and a gear ratio (as opposed to the mechanism comprising a direct drive and two gear ratios, such as described in Belgian Patent No. 471,072), as well as a more flexible choice of ratios than has been possible with the gears known to date, that is to say, a range of ratio selection of more extended gear, to adapt to the needs of a cyclist.
For example, the gear according to the invention allows the manufacturer to provide several transmission ratios, some of which are essentially those which one would have by increasing or reducing the number of teeth of the chain wheel of the hub of one. tooth at a time, as in a derailleur.
The invention also aims: to establish even closer gear ratios than those achievable to date (and which will be referred to hereinafter as "very close ratios"), that is to say, comprising an elevation - tion or decrease of less than 5% from the immediately adjacent speed step, to establish a relatively simple method of achieving gear ratios for use in a twin-cycle hub and which allow a selection to be made covering a range of closely spaced relationships to be discarded;
to establish, as selective groupsets three or four gears, or more, of the type required by cyclists, this in a simpler form than has been possible to date, while achieving a certain reduction in the weight of the hub, which is of great importance for cyclists.
According to the invention, an epicyclic speed change gear for the hub of the driving wheel of a bicycle, a gear comprising primary and secondary epicyclic gear trains with double coupling, is characterized in that the gear secondary epicyclic gear itself constitutes a double-coupling epicyclic gear train, comprising more than one free member, in combination with means for selectively coupling the planetary gear of the primary gear to any of the aforesaid free elements.
The above gear can further be characterized in that each of the planetary gears of the secondary gear with double coupling is coupled to the primary gear to ensure the double coupling of the secondary gear set with the primary gear; it is further characterized by means for selectively coupling the driving, receiving and reaction elements to the essential elements of at least one of the gear trains, so as to achieve at least one simple report using such a gear gear only, while triggering any other gear train, to allow it to rotate freely; It is further characterized in that the primary gear train can be used alone;
it is still characterized that the direct engagement is obtained by locking the primary train on itself while it is uncoupled from a reaction element.
In the attached drawings:
Fig. 1 is a longitudinal section taken along the lines X.O.Y. of Fig. 2, of a hub for a bicycle wheel established according to the invention and in which the additional epicyclic gear elements consist of idler gears housed in the same planetary cage as the main satellite gears of the secondary gear and meshing with these latter gears. and another sun gear engaged with said idler gears, but mounted for free rotation on the shaft. (A meshing position is shown above the axis, while an alternative meshing position is shown below the center axis).
Fig. 2 is a cross section taken along the line A-A in FIG. 1.
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Fig. 3 is a longitudinal section of a secondary train of another construction, forming part of a gear change hub according to the invention and in which the other elements of the epicyclic gear consist of multiple planet gears, with the addition of 'a planetary gear on the axle of the train, this planetary gear meshing with the end of the multiple planet gear remote from the main ring gear of said secondary gear. The addition of another ring gear meshing with the multiple planet gears, at the same end thereof as the planetary gear is also indicated. r'ï, Fig. 3a is a variant of the construction shown in FIG. 3.
Fig. 4 shows another variant of the secondary train, established so as to allow the locking of one or other of its planetary gears to the fixed member, in order to ensure other transmission ratios.
As shown in Figs. 1 and 2, the improved gear according to the invention consists of a reversible control hub (that is to say, not freewheeling) with three speeds giving, in close ratios, a reduced speed, a direct drive and multiplied speed. The actual hub comprises a fixed shaft 1 on which is mounted an element 2 forming a rolling ring 2, fixed by a clamping nut 3. A motor or driven element 5, mounted for rotation using the balls 4 on the member 2, is threaded so as to receive a chain wheel 6 fixed by a locking nut 7 with opposite thread.
Balls 8, rotating in a rolling groove presented by the driving element 5, carry an end flange 9 fixed by means of grooves, or in another way, in the hollow of the housing 10. of the hub in 10a. The hub housing has flanges 10b for receiving spokes. In the internal bore of the end element 9 are cut gear teeth 9a which form the crown of the primary gear train. In the other end of the hub housing 10 is screwed, or fixed from another way, an end flange 11, the unscrewing of which is prevented by suitable means, such as the locking screw 12.
In this end flange 11 are cut gear teeth 11a which form the ring gear with double coupling forming the secondary gear train, which will be explained in more detail in the following paragraph The end flange 11 rotates by means of balls 13 on an element 14 forming a rolling ring and mounted on the shaft 1 and fixed by means of a locking nut 15. The primary gear train consists of a simple train of epicyclic gear and is completed by the planetary pinion 16 mounted to rotate freely on the shaft 1 and provided with an extension forming dogs or. a clutch claw 16a, as well as by satallite pinions 17 mounted on pins 18 in the planetary cage 19. An extension of the planetary cage 19 internally carries a clutch claw 19a.
Another clutch claw 19b, also integral with the planetary cage 19, engages with a corresponding clutch claw 5a of the drive element 5.
The secondary gear train with double coupling, the crown of which is designated by 11a, consists, as regards a first epicyclic gear train by a planetary pinion 20, wedged on the shaft 1 to the. using splines 20a and secured with a washer
21 and a locking nut 22, a planetary cage 24 having an extension inside which is provided a clutch claw 24a, this planetary cage supporting planet gears 25 meshing with a fixed planetary gear 20 and with the teeth 11a of the solid crown of the end plate 11.
To this epicyclic train is connected by a double coupling the other train consisting of a planetary pinion
23 mounted in free rotation on the shaft and provided on its face with a clutch claw 23a and by idle gears 27 meshing with the satellite gear 25 and with the rotating planetary gear 23, the gears 27 being my - Tees on pins 28. This second epicyclic gear train does not include a crown, although one can be provided, as will be proposed below concerning the device of FIG. 3a. The pinion
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sun gear 23 is secured against axial displacement in one direction by a shoulder 1a provided on the shaft 1 and against movement in the opposite direction by sun gear 20.
The two trains described above, and which jointly form the secondary gear train, are connected by a double coupling by the fact that they comprise a common planetary cage 24 and because their planet gears 25, 27, are in take. The primary gear train is connected by a double coupling to the secondary gear train as follows: Permanently, the crown 9a of the primary gear train is coupled by the hub housing 10 to the crown 11a of the 'one of the double-coupling trains of the secondary gear train.
As a selection, the planetary pinion 16 of the primary gear train can be coupled either to the planet pinion 23, of the other train of the secondary gear train with double coupling, by means of the claws 29a, 29c, as will be described below, either to the common planetary cage 24, using the claws 29b, 24a.
A claw clutch sleeve 29 is slidably and freely rotated on shaft 1. This sleeve has three clutch claws 29a, 29b and 29c (more clearly visible in the lower half, which is shown as being shifted to the right from the position shown in the upper half of Fig. 1). The clutch sleeve can occupy different positions, namely: (1) the one in which the teeth 29a engage with the corresponding teeth 23a of the planetary gear 23 (see upper half of Fig. 1); (2) that in which the teeth 29b are in engagement with the corresponding teeth 24a of the planetary cage 24; and, (3) that in which the teeth 29c are in engagement with the corresponding teeth 19a of the planetary cage 19 (see lower half of Fig. 1).
Further, the teeth 29c are constantly in engagement with the teeth 16a of the primary sun gear 16, while being able to slide freely thereon in the longitudinal direction. A spring 30, interposed between the planetary pinion 16 and the sleeve 29, normally urges the latter towards the left, FIG. 1 so as to engage the teeth 29a with the teeth 23a of the planetary gear 23 (as shown in the upper half of Fig. 1). A key 31 housed in a slot 1b of the shaft 1 acts on a sleeve 32 provided in the bore of the clutch sleeve 29.
A control rod 33 passes through an orifice lc provided in the shaft, to act on the key 31, another threaded rod 34 and a collar 35 being arranged such that the displacement of the rod 33 has the effect of to impart a similar movement to the key 31, and from the, through the sleeve 32, to the clutch sleeve 29, so that the latter can be brought into one of its alternative positions.
In the example shown in Figs. 1 and 2, a gear ratio is obtained when the claw 29a engages with the claw 23a; direct engagement corresponding to a 1/1 ratio when the claw 29c is engaged with the claw 19a, and, a multiplication ratio when the claw 29b is in engagement with the claw 24a.
When the claws 29c and 19a mesh, to give direct engagement, the double-coupling secondary gear train spins empty, the primary gear train being locked on itself by the fact that its planetary gear is locked. to its planetary cage by the intermediary of said claws as well as of the long-toothed claw 16a When the secondary gear train is in action, the receiving force is transmitted in part by the crown 9a of the primary gear and partly by the crown lla of the secondary train. The sun gear 28 constantly forms the reaction element.
When the claws 29a and 23a are engaged to provide the reduced speed ratio, the primary planetary gear 16 is caused to rotate at the same speed and in the same direction (opposite to that of the driving element 6) as the planetary pinion 23 of the other gear train of the secondary train with double coupling. When the claws 29b and 24a. are engaged, the primary planetary gear is caused to rotate at the same speed and in the same direction (direction identical to that of the drive member) as the common planetary cage 24.
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In this example, the numbers of teeth of the various elements of the secondary gear are as follows:
EMI7.1
<tb>. Pinion <SEP> planetary <SEP> secondary <SEP> fixed <SEP> 20 <SEP> 20 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Gear <SEP> planetary <SEP> secondary <SEP> free <SEP> 23 <SEP> 24 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Pinions <SEP> secondary <SEP> satellites <SEP> 25 <SEP> 20 <SEP> teeth
<tb> Crown <SEP> secondary <SEP> lla <SEP> 60 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Secondary <SEP> pinions <SEP> idle <SEP> 27 <SEP> 16 <SEP> teeth
<tb>
The numbers of teeth above give, between the speed of the primary planetary pinion and that of the hub housing, a ratio of 0.75 to 1 in high speed, 1 to 1 in direct drive and 1.375 to 1 in low speed.
In addition, in the example shown, the numbers of teeth of the primary gear train are as follows:
EMI7.2
<tb> Gear <SEP> planetary <SEP> primary <SEP> 16 <SEP> 20 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Pinions <SEP> satellites <SEP> primary <SEP> 17 <SEP> 20 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Crown <SEP> primary <SEP> 9a <SEP> 60 <SEP> teeth
<tb>
Considering the above ratios between the primary planetary gear and the housing, these numbers of teeth determine the following final gear ratios between the driving and driven members:
EMI7.3
<tb> Small <SEP> speed <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 0.916
<tb> Direct <SEP> socket <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 1 <SEP>
<tb>
<tb> High <SEP> speed <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 1.0666
<tb>
These ratios are substantially the same as those which would be obtained by the use of selective hub chain sprockets, as in a derailleur mechanism, comprising 15, 16 and 17 teeth respectively. The numbers of teeth of each gear train can of course be adjusted to provide wider or closer ratios as required.
Preferably, the toothed members and the coupling or clutch members are such as to provide selective ratios between the planetary pinion and the casing, lying between minus one and plus two and a half, that is to say that the primary planetary gear can rotate backwards with respect to the hub housing, at the same speed as the latter, or else, it can rotate forward at a speed two and a half times greater than that of the housing.
When the reversibility feature of the drive is not required, the chain wheel can be replaced with an outer ratchet freewheel, or a ratchet-and-ratchet coupling can replace the claw coupling provided between the drive. 'drive element 5 and the primary planetary cage 19.
As shown in Fig. 3, a variant of a double-coupling secondary gear train for a bicycle wheel speed-changing hub comprises, instead of the shaft 1, a shaft 36 on which is provided a planetary gear 37 integral. with this tree or attached to it in some other way. Close to this planetary pinion is placed another planetary pinion 38 which can rotate freely around the shaft 36, but prevented from moving longitudinally on the latter thanks to the provision of means such as a split elastic ring. 39. The planetary pinion 38 has on one of its faces a clutch claw 38a.
The planetary cage 40 is similar to the planetary cage 24 of Figs. 1 and 2, but carries double planetary gears (in steps) 41, mounted on byoches 42, these double gears meshing with the two planetary gears 37 and 38, while their large diameter elements mesh with the teeth 43a forming crown and integral with the end flange 43 and which replace the teeth 11a of the flange 11. Inside the bore of an extension of the planetary cage 40 are provided with em-
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clutch 40a, the claws 38a and 40a replace the claws 23a and 24a of the example described first.
As shown in Fig. 3a, another ring 44 is shown, this other ring having annular toothing 44b meshing with the small diameter members of the double planet pins 41. An extension of said ring member has te, inside its bore, a clutch claw 44a called to be engaged with the claw 29b of the clutch sleeve. The secondary gear trains of Figs. 3 and 3a can be used instead of the secondary gear train of Figs. 1 and 2, the claws 38a, 40a and 44a being selectively engaged by the clutch sleeve 29; as described above.
In the exemplary embodiment of the invention shown in Figs.
3 and 3a, the numbers of teeth of the secondary gear train shown are as follows:
EMI8.1
<tb> Planetary gear <SEP> fixed <SEP> <SEP> 37 <SEP> 16 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Pinion <SEP> satellite <SEP> multiple <SEP> 41 <SEP> 22 <SEP> and <SEP> 16 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Crown <SEP> 43a <SEP> 60 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Planetary gear <SEP> free <SEP> <SEP> 38 <SEP> 22 <SEP> teeth
<tb>
<tb> Crown <SEP> free <SEP> (Fig. <SEP> 3a) <SEP> on <SEP> 44 <SEP> 54 <SEP> teeth
<tb>
The numbers of teeth above give the following ratios between the speed of the planetary pinion and that of the hub housing:
Primary planetary gear 16 coupled to the free secondary planetary gear 38 by claw 38a: 0.372 to 1
Primary planetary gear 16 coupled to the secondary planetary cage 40 by claw 40a:
0.789 to 1
Primary planetary gear 16 coupled to the free secondary ring gear 44 (fig. 3a) by claw 44a: 0.959 to 1
Primary planetary gear 16 coupled to the primary cage 19 for claw 19a: 1 to 1
In this same primary train, these ratios provide the following final ratios between the speeds of the driving and driven components:
EMI8.2
<tb> 3rd <SEP> multiplication <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 1.186
<tb>
<tb> 2nd <SEP> multiplication <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 1.055
<tb> 1st <SEP> multiplication <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 1,010 <SEP> (fig. <SEP> 3a)
<tb>
<tb>
<tb> direct <SEP> socket <SEP> 1 <SEP> to <SEP> 1 <SEP>
<tb>
In this example, the third multiplication, compared to selectable chain sprockets of a derailleur mechanism, is equivalent to a difference of three teeth, for example 19 to 16 teeth; the second multiplication is equivalent to a descent of one tooth, namely, from 19 to 18, and, the first multiplication gives a gear ratio corresponding to less than one tooth difference, which ratio is not easily achievable by other means.
The numbers of teeth of the various gear elements can be adjusted to provide the other particular gear ratios.
As shown in fig. 4, the two secondary planetary gears 20 and 23 of figs. 1 and 2 are replaced by pinions 45 and 46, both mounted for free rotation on the shaft 1 and provided, inside their respective bores, with splines or claws 45c and 46c.
Pinion 46 is provided with a claw 46a complementary to claw 29a. The shaft 1 is provided with another groove 1d intended to receive another key 47. The inner end of the control rod 33 is in this case screwed into the key 31, while another control rod - rod 48 is screwed into the key 47. The actuation of the rod
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control 48 has the effect of selectively locking the planetary gear 45 or 46 to the shaft 1. in order to provide other gear ratios, different from those already described.
In other words, by locking the planetary gear 46, instead of the planetary gear 45, to the shaft 1, and assuming that the numbers of teeth of the various elements are the same as those described in connection with Figs. 1 and 2, that is to say, assuming that the planetary gears 45 and 46 respectively have the same number of teeth as the planetary gears 20 and 23, the additional ratios between the primary planetary gear 16 and the housing of hub 10 will be: zero, 1 to 1 and 1.66 to 1. If we add a free crown, as shown at 44 in fig. 3, so that it meshes with idle pinions of 16 teeth, as shown at 27 in fig 1, this crown would have 56 teeth and would give a new ratio of 2.38 to 1.
With the same primary train as that described with regard to figs.
1 and 2, the final gear ratios between the driving side and the driven side would be as follows: Primary planetary gear 16 to secondary planetary gear 46, through claw 46a: 1 to 0.75 Primary planetary gear 16 with cage secondary 24 by claw 24a: 1 to 0.858 Primary sun gear 16 with free secondary crown, via claw 44a: 1 to 0.744 Primary sun gear 16 with primary cage 19, via claw 19a: 1 to 1
Note that a variant method has been used here to obtain a reduction of 1 to 0.75; this can be avoided if necessary by the use of different numbers of teeth.
CLAIMS.
1) Epicyclic gear change gear for the hub of the driving wheel of a bicycle, gear comprising double-coupled primary and secondary epicyclic gear trains, characterized in that the secondary epicyclic gear train itself constitutes a double-coupling epicyclic gear train comprising more than one free element, in combination with means for selectively coupling the planetary gear of the primary train to any of the aforesaid free elements.
2) Epicyclic gear change of speed according to 1, characterized in that each of the epicyclic trains of the secondary gear with double coupling is coupled to the primary gear train to ensure the double coupling of the secondary gear train with the pri- mayor.
3) Epicyclic gear change of speed according to 1 or 2, characterized by means for selectively coupling the motor, receiver and reaction elements to the essential elements of at least one of the epicyclic gear trains, so as to achieve at least a simple ratio using such a gear train alone, while triggering any other epicyclic gear train to allow it to rotate freely.
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