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La présente invention est relative à des transmissions de puissance à vitesse variable et concerne en particulier des transmissions de ce genre servant à entraîner des véhicules, dont la force motrice est empruntée à des moteurs à combustion interne, à des moteurs électriques ou à des dispositifs analogues, dont les vitesses peuvent avantageusement être maintenues relati- vement constantes, en comparaison de la vitesse du véhicule, qui peut varier de la vitesse zéro ou ralenti jusqu'à des vitesses de croisière très élevées, ce qui exige que la vitesse de rotation de l'arbre de commande du véhicule, auquel l'élément entraîné ou élément de sortie de la transmission est con- necté, soit sensiblement aussi élevée que la vitesse de l'élément d'entrée de la transmission,
lorsque ce dernier est entraîné à la vitesse atteinte quand le moteur fonctionne à sa vitesse maximum désirable.
Plus particulièrement, l'invention est relative à des transmissions du type multiplicateur ou convertisseur de couple hydrodynamique, dans le- quel un fluide de travail hydraulique est amené à circuler dans un circuit fermé comportant des aubes de pompe ou faisant partie de l'élément d'entraî- nement ou d'entrée pour créer la circulation, ainsi que des aubes de réacti- on et de turbine par lesquelles le fluide est mis en circulation, ces der- nières aubes étant portées par un élément de turbine constituant l'élément entraîné ou élément de sortie du convertisseur.
Jusqu'à présent, on a mis au point de nombreux types différents de transmissions de puissance hydrodynamiques à vitesse variable pour la commande de véhicules, notamment des convertisseurs de couple destinés à être utilisés comme dispositifs multiplicateurs de couple dans les gammes des vitesses relativement faibles du véhicule, combinés soit avec une con- nexion d'entraînement mécanique, soit avec un accouplement hydraulique des- tiné à être utilisé à la place de la commande par convertisseur dans la gam- me des vitesses élevées ou vitesses de croisière du véhicule, qui ne requiert pas de multiplication de couple.
Dans d'autres agencements également propo- sés antérieurement, on a utilisé des convertisseurs de couple hydrodynami- ques, dans lesquels, dans différentes gammes du rapport de la vitesse de l'élément de turbine à celle de l'élément de pompe, des commandes différen- tes de conversion de couple hydrauliques ont été établies; ainsi, on a prévu des agencements dans lesquels les éléments de turbine eu de réaction tour- nent dans des sens opposés dans une première gamme de vitesses de fonction- nement, dans laquelle la valeur,du rapport précité est relativement faible, le fonctionnement étant modifiédefaçon que les éléments de réaction soient maintenus fixes au point de vue rotation dans une seconde gamme de vitesses de fonctionnement, dans laquelle la valeur dudit rapport est plus élevée.
De tels convertisseurs qui présentent deux rapports d'entraînement hydrau- lique nettement différents dans des gammes différentes de valeurs du rapport des vitesses ont également été combinés à des commandes de véhicules munis de commandes mécaniques directes, en vue d'être utilisés comme dispositifs de commande de ces véhicules, lorsque ceux-ci fonctionnent à leur vitesse élevée de croisière.
Bien que diverses combinaisons de tels types différents de comman- des soient connues dans la technique, tous les types proposés jusqu'ici pré- sentent certaines déficiences pour certains types d'applications et la pré- sente invention a pour objet général une forme perfectionnée de dispositif de transmission du type hydrodynamique, qui constitue un perfectionnement sensible au point de vue des caractéristiques de fonctionnement, en compa- raison des formes proposées antérieurement de transmissions, et qui est pra- tiquement applicable à la propulsion de véhicules de dimensions et puissances les plus diverses.
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Les divers objets détaillés de la présente invention et les avan- tages dérivant de son utilisation apparaîtront au cours de la présente des- cription; il est seulement nécessaire de souligner ici qu'en vue de réaliser les divers objectifs de l'invention, celle-ci concerne un convertisseur hy-
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drodv-namique ne nécessitant qu'un seul circuit hydraulique, dal1 18mnl '¯ortulon- t6<:! '1Y> P'TTI(>'1't ne pompe ou clament dire&.a--r , un :¯.m: ;.; 1-3 ;"..",'-'-,-- Yvra,n 'un mant deréa tion, combiné @vec un mécanisme servant à commander le fonctionnement de l'élément de réaction de façon que, lors du fonctionnement normal de la transmission, il y ait deux ou trois modes de fonctionnement distincts.
Dans le premier mode ou domaine de fonctionnement, lorsque l'élément entraî- né est accéléré depuis le ralenti jusqu'à une vitesse correspondant à un rapport prédéterminé avec la vitesse de fonctionnement de l'élément d'entrai- nement ou d'entrée de la transmission, le dispositif hydraulique fonctionne- ra comme convertisseur de couple à contre-rotation et à double rotation, l'élément de réaction tournant alors dans un sens contraire à celui de l'élé- ment de pompe qui constitue l'élément d'@ntrée et de l'élément. d3 turb'- ne qui constitue l'élément de sortie de la transmission.
Dans une seconde gamme ou gamme intermédiaire de valeurs du rap- port de la vitesse de l'élément entraîné à la vitesse de l'élément d'entrai- nemen ou d'entrée, la transmission fonctionne comme un convertisseur à ro- tation simple, dans lequel l'élément de réaction est fixe au point de vue rotation, en étant ancré par des moyens appropriés à un carter ou boîtier fixe, tandis que les éléments de pompe et de turbine tournent dans le même sens mais à des vitesses différentes.
Dans une troisième gamme de fonction- nement, dans laquelle la vitesse de l'élément entraîné ou élément de turbine se rapproche de la vitesse de l'élément de pompe ou élément d'entrée, la transmission hydrodynamique revient à nouveau à un agencement à double rota- tion et à co-rotation, mais dans ce cas la double rotation diffère de celle qui se produit dans le premier cas (gamme initiale) en ce sens que l'élément de réaction, tout en tournant, tourne dans le même sens que l'élément de tur- bine ou élément entraîné, mais à une vitesse plus faible. En conséquence, dans ce domaine de fonctionnement, on se trouve en présence d'un type de commande hydraulique à double rotation, qui n'est cependant pas une commande à contre-rotation et qui offre aussi d'autres propriétés ou possibilités de marche.
Avec un dispositif du type général brièvement décrit plus haut, il est possible de conférer un certain nombre d'améliorations nouvelles et importantes aux caractéristiques de fonctionnement de la transmission. Ainsi, dans le type de commande décrit plus haut, une liaison par fluide dans le mécanisme hydraulique est maintenue à tous moments entre les éléments d'en- traînement et entraîné. Ceci assure l'élimination de tous les chocs mécani- ques entre le moteur et l'arbre de commande principal du véhicule, les avan- tages de cette élimination ne devant pas être soulignés.
Au surplus, grâce à l'agencement des diverses formes de commandes hydrauliques;, une efficacité ou un rendement élevé est maintenu depuis une vitesse relativement faible de l'élément entraîné jusqu'à et au delà de vitesses auxquelles la vitesse de marche de l'élément de turbine de la transmission se rapproche ou dépasse même la vitesse de l'élément de pompe de la transmission. Par ailleurs, une transition uniforme d'un type de commande à un autre est obtenue dans toute la gamme des vitesses, aucun décalage ne se produisant qui re quiert une accélération ou une décélération rapide de grandes masses, par suite de la création de grandes forces d'inertie.
Les pièces sujettes à une usure rela- tivement rapide, telles que des plaques ou disques d'embrayage, sont élimi- nées et toute la construction peut être plus simple et moins coûteuse que les constructions ou systèmes antérieurs destinés au même usage.
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Au surplus, conformément à certaines particularités de l'invention qui seront décrites plus en détails dans la suite du présent mémoire, un freinage hydraulique et moteur efficace peut être obtenu par l'intermédiaire de la transmission hydraulique, tandis que peut être assurée une position positive, dans laquelle aucun couple appréciable n'est absorbé par la trans- mission, tandis que l'élément de turbine est déconnecté de l'arbre de com- mande principal du véhicule, en sorte que le moteur peut être amené à fonc- tionner à n'importe quelle vitesse, dans le but de tester ou dans le but de charger un équipement, notamment les réservoirs de pression pour l'emmaga- sinage d'air comprimé pour les freins à air comprimé et analogues.
D'autres particularités avantageuses de l'invention ressortiront de la description suivante.
En vue d'illustrer les diverses particularités et avantages de l'invention de manière plus détaillée, on a représenté sur les dessins ci- annexés une forme d'exécution exemplative d'un appareil pour la mise en oeu- vre de l'invention étant cependant entendu que la forme d'exécution illustrée n'est donnée qu'à titre d'exemple et ne limite en rien la portée de l'inven- tion, telle qu'elle est définie dans les revendications terminant le présent mémoire.
Dans les dessins: - la figure 1 est une coupe longitudinale centrale d'une transmis- sion suivant l'invention, le dessin étant plus ou moins schématique en ce qui concerne certains éléments et certains éléments du système de commande étant figurés dans le plan du dessin pour la clarté de l'illustration et de la description; - la figure 2 est une coupe suivant la ligne 2-2 de la figure 1, cette coupe illustrant les profils de l'aubage des éléments de turbine et de réaction et indiquant aussi schématiquement les variations de l'angle d'en- trée relatif de la veine de fluide hydraulique par rapport aux entrées des diverses rangées d'aubes dans différentes conditions de marche de la trans- mission ;
- la figure 3 est une coupe suivant la ligne 3-3 de la figure 1, cette coupe montrant en profil l'aubage de l'élément de pompe ou élément di- recteur et montrant également schématiquement les variations de l'angle d'en- trée de la veine de fluide hydraulique par rapport aux aubes de pompe dans diverses conditions de marche du dispositif; - la figure 4 est une coupe suivant la ligne 4-4 de la figure 1; - la figure 5 est une coupe suivant la ligne 5-5 de la figure 1; - la figure 6 est, à plus grande échelle, une vue d'une partie de la structure montrée à la figure 1, cette vue montrant le mécanisme de con- trôle ou de commande ajusté pour la position neutre de la transmission;
- la figure 7 est une vue similaire à celle de la figure 6 montrant le mécanisme de commande établi dans une position permettant à l'élément entraîné de la transmission d'être connecté à l'arbre principal de commande du véhicule pour la marche avant ou la marche arrière,¯par l'intermédiaire d'un type quelconque d'engrenage de renversement de marche que l'on peut désirer utiliser; - la figure 8 est une vue semblable à la figure 6, montrant les pièces de commande occupant, la position voulue pour effectuer une commande à contre-rotation et à double rotation, comme ce serait le cas lors du dé- ma@rage d'un véhicule ;
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- la figure 9 est une vue similaire à la figure 6, montrant les pièces de commande dans une position assurant un fonctionnement à simple rotation du convertisseur, lequel type de fonctionnement serait normalement en vigueur dans une gamme de vitesses intermédiaires du véhicule entraîné par la transmission; - la figure 10 est une vue similaire à la figure 6, montrant les pièces de commande agencées pour assurer une co-rotation de l'élément de réaction absorbant de la puissance, les éléments de réaction et de turbine tournant dans le même sens plutôt qu'en sens opposés; - la figure 11 est une vue similaire à la figure 6, montrant le mécanisme de commande établi pour un freinage hydraulique à simple rotation avec le convertisseur;
- la figure 12 est une vue similaire à la figure 6, montrant le mé- canisme de commande établi pour un freinage hydraulique à contre-rotation et à double rotation avec le convertisseur; - la figure 13 est un graphique illustrant diverses caractéristi- ques de fonctionnement de la transmission, et - la figure 14 est une coupe longitudinale d'une autre forme d'exé- cution de l'invention.
Comme le révèle la figure 1, à laquelle on se réfère plus particu- lièrement à présent, la transmission comprend une enveloppe extérieure 10 fixe au point de vue rotation et dans laquelle est monté rotativement le carter 12 porté par des paliers principaux 14 et 16.
Le carter 12 constitue l'enceinte pour le circuit hydraulique dé- signé, de manière générale, par la notation de référence 18 et porte égale- ment les aubes 20 montées solidairement et formant l'élément de pompe ou élément directeur.
Le carter 12 est relié par un dispositif approprié quelconque, tel que le raccord à bride 22, au moteur qui fournit de l'énergie à la trans- mission.
Les aubes de pompe ou aubes directrices font circuler le fluide hy- draulique dans le circuit dans la direction indiquée par la flèche 23, le fluide passant d'abord par un premier étage d'aubes de turbine 24, puis par un étage d'aubes de réaction 26 et finalement par un second étage d'aubes de turbine 28, avant d'être ramené à l'entrée de l'aubage de pompe 20.
Les deux étages de l'aubage de turbine 24 et 28 sont reliés par l'élément annulaire 30 constituant une partie du noyau de la structure for- mant le circuit hydraulique.
L'élément de turbine ou élément entraîné désigné, de manière géné- rale, par la notation de référence 32 comporte une partie formant roue 34 qui porte les aubes de turbine 28 et une partie formant arbre 36 qui est montée de manière à pouvoir Tourner par rapport au carter rotatif 12.
Les aubes de réaction 26 sont portées par un élément de réaction désigné, de manière générale, par la notation de référence 38 et comprenant une partie formant roue 40 et une partie formant arbre 42, l'élément de ré- action étant monté à rotation tant par rapport à l'élément de turbine 32 qu'au carter rotatif 12.
La partie formant arbre 36 de l'élément de turbine porte une roue dentée ou pignon fixe 44, qui forme la roue solaire d'un train de pignons planétaires formant une partie d'un engrenage composite qui sera décrit plus
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en détails plus loino
L'arbre 36 est également relié par clavette ou cannelure, comme montré en 46, à un élément de sortie 48 comportant une bride ou une liaison équivalente pour transmettre de l'énergie à l'arbre de commande principal d'un véhicule.
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La part '--mant arbre 42 rl,:, '''élément Mr\ r arl .. 38 D1'<1 clavetée ou fixée d'un:) autre manière au porte-pLanotaires 50 pôrtàrt des pignons planétaires 32 faisant partie du train d'engrenages, dont le pignon 44 est la roue molaire. Ce train d'engrenages est complète par un élément d'engrenage annulaire 54, présen- tant des dents intérieures avec lesquelles engrènent les pignons planétai- res 52, de même que le pignon solaire 44. L'élément d'engrenange annulaire 54 est monté de manière à pouvoir tourner dans l'un ou l'autre sens, à moins qu'il en soit empêché par le frein 56, qui peut être mis sélectivement en service ou hors service.
Le porte-planétaires 50 comporte, d'un côté des pignons planétai- res 52, un prolongement formant un tambour de frein cylindrique 58 disposé de manière à pouvoir coopérer avec le frein 60, de façon à maintenir le porte-planétaires fixe ou de façon à lui permettre de tourner.
Du côté du porte-planétaires 50 opposé à celui où se trouve le tam- bour 58, le porte-planétaires présente un prolongement formant la roue so- laire 62 d'un second train de pignons planétaires.
La roue solaire 62 engrène avec des pignons planétaires 64 montés dans le porte-planétaires 66 comportant une partie 68 formant tambour et disposée de manière à pouvoir coopérer avec le frein 70, de façon à bloquer le porte-planétaires contre toute rotation ou à lui permettre de tourner, comme on le désire. Les pignons planétaires 64 du second train d'engrenages engrènent avec les dents intérieures d'une couronne 72, cette dernière étant fixée à ou solidaire de l'élément de sortie 48 auquel l'élément de turbine du convertisseur est fixé en 46.
En ce qui concerne le circuit hydraulique illustré, la forme du cir- cuit ainsi que la forme et l'agencement de l'aubage peuvent avantageusement être tels que décrit dans le brevet U.S.A. n 2.690.054 accordé le 28 sep- tembre 1954 à la demanderesse. Mais il va de soi que l'invention n'est pas limitée à cette forme particulière de circuit hydraulique.
Pour obtenir les diverses espèces de commande hydraulique envisa- gées par la présente invention, on fait usage d'un système de commande à fluide hydraulique sous pression, qui comporte des soupapes régulatrices actionnables automatiquement pour changer l'écoulement ou la circulation du fluide de commande hydraulique, de manière à établir des relations d'entrai- nement hydraulique différentes par l'intermédiaire du convertisseur, en fonc- tion des changements dans le rapport de la vitesse de l'élément de turbine à celle de l'élément de pompe de la transmission.
La vitesse de l'élément de turbine, exprimée en tours par minute, est ordinairement désignée par le symbole n2, tandis que celle de l'élément de pompe est ordinairement désignée par le symbôle n1. Le rapport spécifié ci-dessus est le rapport n2/n1 et ce rapport sera parfois qualifié dans la suite de la présente description de "rapport de vitesses" du convertisseur ou de la transmission, tandis que ce rapport sera parfois désigné aussi par les symbôles précités.
Le système de commande comporte également une soupape actionnable sélectivement et mobile jusque dans une position, dans laquelle l'alimenta- tion en fluide sous pression des soupapes régulatrices susdites peut être
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coupée, de manière à permettre l'établissement d'un état dans lequel le con- vertisseur est incapable, si la turbine tourne librement, d'absorber un couple d'entrée appréciable, en-sorte que le moteur peut être testé ou uti- lisé à d'autres fins que l'entraînement du véhicule par l'intermédiaire de la transmission, sans être soumis à une charge significative de la part de cette dernière.
Au surplus, le système comporte une soupape actionnable sélective- ment et pouvant être amenée dans un certain nombre de positions différentes pour déterminer les caractéristiques différentes de freinage hydraulique à effectuer, pour permettre l'établissement des diverses relations d'entraî- nement hydraulique, en fonction de l'action des souspapes régulatrices, et pour permettre à l'élément de turbine du convertisseur d'être maintenu fixe (sans tourner), quelles que soient les positions de l'une ou l'autre des autres soupapes du système, en vue de permettre que l'élément de sortie de la transmission soit aisément relié à ou déconnecté de l'arbre de commande principal d'un véhicule à l'arrêt, pour la marche avant ou pour la marche arrière.
A la figure 1, les éléments de ce système de commande ont été re- présentés plus ou moins schématiquement dans le plan de la figure et seront maintenant décrits en détails.
Comme le savent bien les spécialistes, il est souhaitable, lors d'une transmission de puissance par l'intermédiaire d'un convertisseur de couple hydrodynamique du type considéré, que le fluide transmetteur de puis- sance hydraulique soit maintenu sous une pression positive. Dans la présente construction, une pression positive est fournie pour le fluide de travail dans le circuit hydraulique, de même qu'une pression positive est fournie pour le fluide de commande, à l'aide d'une pompe à engrenage 74, dont un des éléments d'engrenage apparaît sur la figure.
La pompe 74 est entraînée par un train d'engrenages ou de pignons montés rotativement dans une partie de l'enveloppe fixe et constitués par un pignon de tranfert 76 entraîné par un pignon approprié 77 monté sur le carter rotatif 12 et engrenant avec un pignon 78, qui entraîné à son tour le pignon 80 fixé sur l'arbre de comman- de de la pompe.'
Le fluide hydraulique débité sous pression par la pompe 74 est dé- chargé par un conduit 82 dans le passage central 84 formé par un tube 85 monté dans l'a@ésage de la partie formant arbre 36 de l'élément de turbine.
A partir de l'extrémité antérieure du passage 84, le fluide passe à travers une ou plusieurs ouvertures appro@@@ ées 86 ménagées dans le carter rotatif, pour aboutir dans l'enceinte du c@@uit hydraulique 18. A partir de ce cir- cuit, le fluide passe à travers des ouvertures appropriées 87 ménagées dans la partie formant moyeu de l'élément de turbine et arrive dans un passage annulaire 88 formé autour du tube 85. A partir de l'extrémité postérieure du passage annulaire 88, le fluide s'écoule par un conduit approprié 89 mé- nagé dans la structure fixe et passe par une soupape de détente 90, qui agit de manière à maintenir le système fluide sous une pression minimum désiré, le fluide arrivant ensuite dans un réfrigérant 91.
De ce dernier, le fluiue est ramené en passant par un filtre 92 dans un collecteur 94, qui alimente la pompe 74. Des systèmes utilisant des pompes de déplacement positif et des soupapes de détente, pour la circulation d'un fluide hydraulique dans le circuit d'un convertisseur de couple hydrodynamique et pour le maintien d'une pression minimum désirée du fluide de travail dans le circuit, sont bien connus dans la technique et le système de circulation de fluide décrit ci-dessus ne fait pas partie de la présente invention.
Toutefois, la pompe 74 constitue une source de fluide hydraulique
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sous pression pour l'actionnement du système de commande faisant partie de la présente invention et le fluide sous pression débité par la pompe 74 dans le but de maintenir le circuit hydraulique sous pression est également uti- lisé avantageusement pour actionner le système de commande décrit ci-après.
Comme on l'a signalé plus haut, le porte-planétaires 50 comporte une partie formant tambour 58, qui peut être bloquée contre toute rotation par une bande de frein 60. L'élément d'engrenage annulaire 54 est agencé pour être bloqué, également de manière relâchable, par une bande de frein 56, tandis qu'une bande de frein 70 permet aussi de bloquer la partie for- mant tambour du porte-planétaires 66.
Les dispositifs utilisés pour mettre ces diverses bandes de frein en service ou hors service sont montrés schématiquement, dans la présente illustration, dans le plan du dessin.
Comme le révèle la figure 1, la bande de frein 60 peut être appli- quée sur l'élément à bloquer ou séparée de cet élément par l'action d'un piston 96 travaillant dans un cylindre 98. La bande de frein 56 peut être actionnée par un piston 100 travaillant dans un cylindre 102, tandis qu'en- fin un piston 104 travaillant dans un cylindre 106 permet d'appliquer la bande de frein 70 contre l'élément à bloquer ou de l'en éloigner.
Un agencement mécanique approprié pour mettre des bandes de frein en service ou hors service, notamment des bandes de frein du type représen- té schématiquement sur les dessins, est décrit dans le brevet U.S.A. n 2.719.616 accordé le 4 octobre 1955 à la demanderesse, ce brevet décrivant des dispositifs mécaniques appropriés pour effectuer la mise en service et la mise hors service de bandes de frein, grâce à l'action de pistons actionnés par un fluide hydraulique sous pression.
Aux figures 1 et 8, la figure 8 montrant, à plus grande échelle et en détails, les systèmes de soupapes à la même position qu'à la figure 1, on observe que l'élément entraîné de la transmission comporte un pignon 108 engrènant avec un pignon de transfert 110 monté dans une partie fixe de la transmission, ce pignon de transfert engrenant avec un pignon 112 également monté dans l'enveloppe fixe. Le pignon 112 est porté par une douil- le 114, qui porte à son tour un pignon 116 qui est en alignement avec le pignon 78 et qui engrène avec un pignon 118 monté en alignement @vec le pignon 80 du train entraînant la pompe à engrenage 74.
Comme le révèle le dessin, la vitesse du pignon 80 indique la vi- tesse de rotation de l'élément de pompe ou d'entrée de la transmission, tan- dis que la vitesse du pignon 118 indique la vitesse de marche de l'élément de sortie ou turbine de la transmission. En conséquence, la vitesse rela- tive entre ces deux pignons constituera une indication des vitesses rela- tives de marche ou du rapport des vitesses entre les éléments de pompe et de turbine de la transmission.
Ce rapport de vitesses est utilisé, confor- mément à un aspect de l'invention, pour établir automatiquement diverses relations d'entraînement de la commande hydraulique pour diverses gammes de valeurs de ce rapport de vitesseso A cette fin, on prévoit deux régula- teurs actionnables automatiquement, qui sont sensibles aux changements se produisant dans le rapport des vitesses, d'une manière qui sera décrite plus en détails dans la suite du présent mémoire. Pour des raisons de brièveté, ces régulateurs seront qualifiés ci-après de "régulateurs de rapport".
Le premier de ces régulateurs comprend une soupape du type à pis- ton 120, montée de manière à pouvoir tourner et à pouvoir coulisser axiale- ment entre des positions extrêmes dans un alésage approprié formant une chambre de soupape et ménagé dans une partie de l'enveloppe fixe. La soupa-
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pe 120 est entraînée, à une extrémité, à l'aide de cannelures 122, à la même vitesse que le pignon 80. A son autre extrémité, la soupape 12Pcoopère,à l'aide de filets hélicoïdaux 124, avec une plaque de friction 126 maintenue en contact à friction avec le pignon 118, à l'aide du ressort 128.
Comme le montre la figure 8, la soupape 120 se trouve dans sa po- @@sition extrême de droite, qui est déterminée par le contact de la bride 130 portée par cette soupape avec l'élément de friction 126. La direction des filets 124 est telle que la soupape prend cette position axiale, lorsque le pignon 80 fait tourner la soupape à une vitesse supérieure à celle du pignon 118. La soupape 120 peut tourner à une vitesse différente de celle du pignon 118, à cause de la connexion à glissement formée par l'élément de friction 126.
D'un autre côté, si le pignon 118 tourne à une vitesse supérieure à celle du pignon 80, la commande à friction entre le pignon 118 et l'élément 126 fait tourner ce dernier sur la soupape 120 et les filets
124 auront, par conséquent, pour effet de déplacer la soupape 120 axiale- ment jusqu'à sa position extrême de gauche, qui est déterminée par le con- tact du collier 132 avec l'élément 126.
Le second régulateur de rapport a une action et une structure si- milaires à celles du premier régulateur qui vient d'être décrit. Ce second régulateur comprend une soupape à piston 134 montée de manière à pouvoir tourner et à pouvoir coulisser axlalment, cette soupape étant munie d'une connexion à cannelures 136, grâce à laquelle elle tourne à la vitesse du pignon 78. Des filets hélicoïdaux 138 connectent la soupape à l'élément de friction 140, qui est maintenu en contact (avec pression) avec le pignon
116 par un ressort 142. La bride 144 prévue sur la soupape 134 détermine la position d'extrême droite de la soupape tandis que le collier 146 déter- mine sa position d'extrême gauche.
La direction des filets 138 est telle que, si la vitesse du pignon 78 excède celle du pignon 116, la soupape vient prendre sa position d'extrême droite, comme montré à la figure 1, tandis que si la vitesse du pignon o@ élément d'engrenage 116 exc@ de celle du pig- non 78, la soupape glisse ax@alement vers sa position d'extrême gauche.
En plus des soupapes régulatrices, le système de commande compor- te une soupape actionnable sélectivement et désignée ci-après, pour la fa- cilité, sous l'appellation de "soupape de dépassement", étant donné qu'elle est capable d'être amenée par coulissement d'une première position, dans laquelle elle permet à du fluide hydraulique sous pression de s'écouler de la pompe 74 aux soupapes régulatrices, jusque à une seconde position ou position de "dépassement", dans laquelle elle interrompt cet écoulement de fluide et dépasse l'action qui résulterait normalement du positionnement automatique des soupapes régulatrices.
Comme le montre la figure 8, la soupape de dépassement 148 est une soupape du type à piston pouvant coulisser axialement, cette soupape pou- vant être amenée sélectivement d'une position d'extrême gauche indiquée sur le dessin et désignée par la flèche 148a jusqu'à une position d'extrême droite indiquée par le, flèche 148b. La chambre de la soupape de dépassement présente un évent 149.
Le système de commande comporte, au surplus, une soupape 150 et, indépendamment du positionnement des autres soupapes du système, cette sou- pape qualifiée, pour la facilité, de soupape sélectrice et mobile, selon la volonté de l'opérateur jusqu'à différentes positions dont certaines sont en conjonction avec le positionnement d'autres soupapes du système de com- mande, permettra une commande hydraulique par l'intermédiaire de la trans- mission, effectuera un freinage hydraulique, agira de manière à empêcher l'élément de turbine de la transmission de tourner, de façon à permettre
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son accouplement à l'arbre de commande du véhicule, pour la marche avant ou la marche arrière de celui-ci, ou relâchera l'élément de réaction de façon à lui permettre de tourner sans aucune absorption d'énergie.
Dans la forme d'exécution illustrée, la.soupape sélectrice 150 est du type à piston pouvant coulisser axialement pour venir occuper un certain nombre de positions différentes. Dans une position, à savoir la position 150a montrée à la figure 1, la soupape permet l'établissement d'un quel- conque des divers types possibles de commande hydraulique, en fonction de l'action des régulateurs automatiques de rapport, à moins que la commande par l'intermédiaire de la transmission soit empêchée par la manoeuvre de la soupape de dépassemento Dans une seconde position de la soupape sélec- trice, à savoir dans la position 150b, cette soupape opère de manière à maintenir l'élément de turbine dans l'impossibilité de tourner,
indépen- damment de la position de l'une quelconque des autres soupapes prévues dans le systèmeo Dans une troisième position de la soupape sélectrice, à savoir la position 150c, cette soupape permet l'exécution d'un freinage hydrauli- que à simple rotation, en fonction du positionnement de la soupape de dé- passement. Enfin, dans une quatrième position (150d) de la soupape sélec- trice, celle-ci permet un freinage hydraulique à contre-rotation, également en fonction du positionnement de la soupape de dépassement et des régula- teurs de rapport.
Revenant à la pompe 74, on verra que le côté décharge de cette pompe est relié de manière à amener du fluide sous pression par le conduit 82 dans la chambre de la soupape de dépassement 148. Un conduit 154 relie la chambre de la soupape de dépassement à la chambre du régulateur de rap- port 120. De cette dernière chambre, un conduit 156 mène à la chambre du second régulateur de rapport 134, tandis qu'un conduit 158 mène à la sou- pape 1500 Le conduit 158 comporte un branchement 158a débouchant dans la chambre de la soupape sélectrice en un endroit éloigné de l'endroit où le conduit 158 débouche dans la chambre. La chambre de la soupape 120 est éga- lement en communication avec deux évents axialement espacés 160 et 162.
Des conduits axialement espacés 164 et 166 relient la chambre de la soupape régulatrice 134 à la chambre de la soupape sélectrice 150, la chambre de la soupape régulatrice 134 étant en liaison avec deux évents 168 et 170, tandis que la chambre de la soupape sélectrice 150 est pourvue également de deux évents 172 et 174 (figure 8).
La chambre de la soupape sélectrice oommuique avec le cylindre 98 dans lequel est monté le piston 96 par un conduit 176, qui communique avec la chambre de la soupape par trois branchements espacés 176a, 176b, 176c. La chambre de la soupape sélectrice est également en communication avec le cylindre 102 dans lequel se trouve le piston 100, par un conduit 178. La chambre de la soupape sélectrice est encore en liaison avec le cy- lindre 106 dans lequel se trouve le piston 104 par un conduit 180, ce der- nier communiquant avec la chambre par deux branches espacées 180a et 180bo
Du conduit d'alimentation 82, qui fournit du fluide de travail sous pression au circuit hydraulique du convertisseur, un conduit 182 com- munique avec la chambre de la soupape sélectrice 150 en deux endroits es- pacés l'un de l'autre (branchements 182a et 182b).
Comme on l'a remarqué précédemment, il est souhaitable de prévoir pour le convertisseur une position neutre, dans laquelle la transmission n'impose pas de charge appréciable au moteur, en supposant que l'élément entraîné ou élément de sortie de la transmission soit déconnecté de l'ar- bre de commande du véhicule, de manière à être libre de tourner à la vi- tesse du moteur, en ce qui concerne le véhicule.A cette fin, les trois
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pistons d'actionnement do freins 96, 100 et 104 doivent être déchargés de la pression du fluide en mettant leurs cylindres respectifs en communica- tion avec l'atmosphère.. Comme le montre la figure 6, ceci peut se faire en déplaçant la soupape de dépassement 148 jusqu'à sa position de droite 148b.
Dans cette position, cette soupape interrompt la circulation de fluide sous pression dans la conduite 82 venant de la pompe 74 et met aussi le conduit 154 en communication avec l'évent 149, ce qui permet au cylindre 106 d'être mis en communication avec l'atmosphère par les conduits 180a, 166, 156 et 154 et par l'évent 149. Le cylindre 102 est mis en communica- tion avec l'atmosphère par les conduits 178 et 158 et par l'évent 162. Le cylindre 93 est mis en communication avec l'atmosphère par les conduits 176b et 164 et par l'évent 168. Lorsque les trois cylindres sont ainsi mis en communication avec l'atmosphère et lorsque les freins y associés sont relâchés, les éléments de réaction et de turbine sont tous deux libres de tourner avec le carter 12 portant les aubes de pompe et à la même vitesse que ce carter.
En conséquence, le convertisseur ne peut pas absorber, de manière appréciable, un couple d'entrée. Comme montré à la figure 6, les deux régulateurs de rapport sont montrés dans leurs positions extrêmes de droite, ce qui est l'indication d'une valeur relativement faible du rapport de vitesses n2/n1. Toutefois, dans les conditions supposées, l'élément de turbine sera acceléré jusqu'à une vitesse produisant une augmentation telle du rapport des vitesses que le régulateur 134 sera d'abord amené dans sa position de gauche et que le régulateur 120 sera ensuite amené dans sa po- sition de gauche.
Ces changements de position des régulateurs n'auront ce- pendant pas pour effet d'admettre du fluide sous pression dans l'un quel- conque des cylindres de freins aussi longtemps que la soupape 148 est main- tenue dans sa position de droite, dans laquelle elle interrompt le débit de fluide par la pompe 74, mais le changement de position en question aura seulement pour effet de modifier les trajets par lesquels les cylindres sont mis en communication avec l'atmosphère. Lorsque le régulateur 134 est amené dans sa position de gauche, le cylindre 106 est mis en communication avec l'atmosphère par les conduits 180a, 166 et par l'évent 170, le cylindre 102 continue à être mis en communication avec l'atmosphère comme précédem- ment et le cylindre 98 est mis en communication avec l'atmosphère par les conduits 176b, 164, 156 et 154 et par l'évent 149.
Lorsque le régulateur 120 est amené dans sa position de gauche, le cylindre 105 reste en commu- nication avec l'atmosphère comme précédemment, le cylindre 102 est mis en communication avec l'atmosphère par les conduits 178, 158 et 154 et par l'évent 149, tandis que le cylindre 98 est mis en communication avec l'at- mosphère par les conduits 176b, 164 et 156 et par l'évent 160.
On verra que, lorsque la soupape 148 se trouva dans sa position de droite, l'échappement du fluide sous pression hors de tous les cylindres de freins ne peut pas être affecté par un changement de position de l'une et/ou l'autre des soupapes régulatrices et, à cet égard, la soupape 148 peut être considérée comme une soupape de dépassement.
Pour permettre une connexion aisée de la transmission à la commande principale d'un véhicule pour la marche avant ou pour la marche arrière, ou pour passer de l'une à l'autre de ces commandes, il est souhaitable de mettre l'élément de turbine ou élément de sortie de la transmission dans l'impossibilité de tourner. Ceci se fait, dans la présente construction, en déplaçant la soupape sélectrice jusqu'à sa position extrême de droite 150b, comme montré à la figure 7. Lorsque la soupape sélectrice est dans cette position, du fluide sous pression est prélevé du conduit 82 du circuit principal de circulation de fluide et est amené par le conduit 182 et par son branchement 182a au branchement 180b du conduit 180.
Le branchement 180a du conduit 180 est bloqué par la soupape 150 dans cette position et
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du fluide sous pression est amené au cylindre 106, de manière à actionnner le piston 104 et à faire fonctionner le frein 70, ce qui maintient le por- te-planétaires 66 dans l'impossibilité de subir une rotation. Du fluide sous pression est également amené par le conduit de branchement 182b, par le conduit de branchement 176a et par le conduit 176 dans le cylindre 98, de manière à actionner le piston 96 et à maintenir le porte-planétaires 50 dans l'impossibilité de -tourner, grâce à l'actionnement du frein 600 Les branchements 176b et 176c du conduit 176 sont bloqués par des parties de la soupape 150, dans cette position de la soupape, comme le révèle le des- sin.
Lorsque le porte-planétaires 66 du second train de pignons ou d'en- grenages est maintenu dans l'impossibilité de tourner et lorsque le porte- planétaires 50 du premier train d'engrenages, qui porte la roue solaire du second train d'engrenanges, est également maintenu dans l'impossibilité de tourner, l'élément d'engrenage annulaire 72 du second train d'engrenages est bloqué contre toute rotation. Etant donné que ce dernier élément est fixé à l'élément de turbine, cet élément de turbine est également maintenu dans l'impossibilité de tourner.
Etant donné que, dans la position de la soupape 150 qui vient d'être décrite, le fluide sous pression nécessaire pour faire fonctionner les freins 60 et 70 est dérivé du conduit d'alimen- tation 82 du circuit principal de circulation de fluide, plutôt que du con- duit 154 par l'intermédiaire de la soupape de dépassement 148, qui contrô- le l'écoulement de fluide sous pression vers les régulateurs, il s'ensuit que la position de la soupape de dépassement 148 n'influence pas le fonc- tionnement de l'appareil. Si la soupape 148 est dans sa position de droite 148b, elle interrompt l'écoulement de fluide sous pression vers les régula- teurs, mais pour la raison qui vient d'être expliquée, ceci est sans effet.
Toutefois, en vue de démontrer mieux l'absence d'effet de la position de cette soupape, elle a été montrée dans sa position de gauche 148a, dans la- quelle elle admet l'écoulement de fluide sous pression du conduit d'alimen- tation 82 par le conduit 154 jusqu'au régulateur 120. A partir de ce der- nier régulateur, du fluide sous pression est amené au régulateur 134 par le conduit 156, d'où le fluide est amené, par le conduit 166, à la soupape sélectrice. Dans la position 150b de la soupape sélectrice, l'écoulement de fluide à partir de la source 82 est interrompu par des parties de la soupape sélectrice.
A la figure 7, les deux régulateurs de rapport sont montrés dans leurs positions de droite, étant donné qu'il s'agit des positions qu'occuperaient naturellement ces régulateurs dans toutes les conditions où il pourrait être souhaitable de bloquer l'élément de transmission, de manière à permettre la connexion de la transmission à l'arbre de commande principal du véhicule ou de changer la direction de commande.
Une fois que la transmission a été connectée à l'arbre de commande principal du véhicule et à supposer que cette connexion ait été opérée pour la marche avant, on supposera en outre que l'on désire accélérer le véhicule de la vitesse 0 (ralenti) jusqu'à la vitesse de croisière. La soupape 150 est amenée dans sa position de fonctionnement normal 150a et la soupape de dépassement 148 est placée dans sa position de gauche 148a, de manière à admettre dans le système de contrôle ou de commande du fluide sous pression émanant de la source 82. Dans le cas supposé où le véhicule est à l'arrêt, les deux régulateurs de rapport seront dans leurs positions de droite et toutes les soupapes occupent les positions montrées à la figu- re 8.
Comme le révèle cette figure, le débit de fluide sous pression par le conduit 82 est interrompu par la soupape sélectrice 150, mais du fluide sous pression provenant de la source 82 est amené par la soupape 148, le conduit 154, le régulateur 120, le conduit 156, le régulateur 134, le con- duit 166, la soupape 150 et le conduit de branchement 180a au cylindre 106,
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en sorte que le porte-planétaires 66 du second train d'engrenages est main- tenu fixe. Pendant ce temps, le cylindre 98 est mis en communication avec l'atmosphère par le conduit 176b, la soupape 150, le conduit 164, le régu- lateur 134 et l'évent 168, tandis que le cylindre 102 est mis en communica- tion avec l'atmosphère par le conduit 178, la soupape 150, le conduit 158, le régulateur 120 et l'évent 162.
Ainsi, avec cet agencement des soupapes, le porte-planétaires 50 et l'élément d'engrenage annulaire 54 du premier train d'engrenages sont libres de tourner, en ce qui concerne les freins.
Si l'on considère à présent les figures 2 et 3, on verra que les aubes de pompe 20 sont disposées de manière à tourner dans le sens des aiguilles d'une montre, en vue de créer une circulation de fluide de travail dans le circuit hydraulique. Les aubes de turbine 24 et 28 sont disposées de manière à être entraînées dans le même sens par l'action du fluide de travail.
Etant donné que les aubes de réaction 26 sont connectées au porte- planétaires 50, qui comporte également la roue solaire 62 engrenant avec les pignons planétaires 64 du porte-planétaires 66, il est évident que dans l'agencement présentement supposé du système de contrôle qui maintient le porte-planétaires 66 fixe, l'aubage de réaction doit tourner dans le sens opposé à celui de l'aubage de turbine, les pignons planétaires 64 tournant autour de leurs axes fixes et un couple de réaction étant transmis par le porte-planétaires 66 et le frein 70 à la structure fixe 10.
Ainsi est ob- tenue une commande à contre-rotation et à double rotation et il est à noter que, dans la transmission représentée, l'aubage de réaction doit tourner à une vitesse supérieure à celle de l'aubage de turbine, à cause de la diffé- rence entre les diamètres de la roue solaire 62 et de l'élément d'engrena- ge annulaire 72 engrenant avec les pignons 64. Ceci est souhaitable, étant donné que la contribution à la multiplication totale du couple, opérée, lors- que le moteur tourne au ralenti, est proportionnelle aux vitesses de rota- tion relatives des éléments de turbine et de réaction.
Dans l'exemple illus- tré, le rapport de transmission de l'engrenage planétaire est tel que l'au- bage de réaction tournera à une vitesse correspondant à environ 1,8 fois la vitesse de rotation de l'aubage de turbineo
Pour des raisons qui seront exposées plus en détails dans la suite du présent mémoire, unn commande à contre-rotation et double rotation n'est souhaitable que dans une première gamme de valeurs relativement faibles du rapport de vitesses n2/n1 et dans la présente construction l'agencement est tel que la commande contre-rotation n'est mainteru@ que dans les cas où la valeur du rapport des vitesses est inférieure à 0,35.
Ceci s'obtient en conférant aux pignons 108, 110 et 112 d'une part et aux pignons 77, 76 et 78 d'autre part des diamètres relatifs tels que, lorsque la vitesse de l'élément de turbine est supéreure à 35% de celle de l'élément de pompe, la plaque de friction 140 du régulateur tourne à une vitesse supérieure à celle de l'@lément de soupape et ce dernier est amené dans sa position de gauche de manière à mettre on action un type dif- férent de commande hydraulique, dans lequel l'aubage de réaction reste fixe, tandis que seuls les éléments do pompe et de turbine tournent. En d'autres termes, on peut dire que les vitesses des deux éléments commandant la posi- tion axiale du régulateur 134 se croisent à une valeur du rapport des vi- tesses n2/n1 de 0,35.
La manière dont l'amenée de la soupape régulatrice
134 à sa position de gauche réalise ce changement dans le type de commande est illustrée à la figure 9. Le cylindre 106 précédemment alimenté en fluide sous pression pour actionner le piston 104 et mettre en service le frein 70, de manière à maintenir le porte-planétaires 66 en position fixe, est à pré- sent mis en communication avec l'atmosphère par le conduit 180a, la soupape
150, le conduit 166., la soupape 134 ct l'évent 170, de manière à relâcher
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le frein 70 et à libérer le porte-planétaires 66. Le cylindre 102 reste en communication avec l'atmosphère comme précédemment.
Quand au cylindre 98, au lieu d'être en communication avec l'atmosphère comme précédemment, il est alimenté en fluide sous pression émanant de la source 82, par la soupa- pe 148, le conduit 154, la soupape régulatrice 120, le conduit 156, la sou- pape régulatrice 134, le conduit 164, la soupape 150 et le conduit 176b.
Ceci provoque la mise en service du frein 60, de manière à empêcher toute rotation du porte-planétaires 50 et de l'élément de réaction 38 qui y est fixé. Le relâchement du frein 70, qui libère le porte-planétaires 66, per- met à la roue solaire 62 d'être maintenue fixe, tandis que l'élément de turbine tourne en fonction du couple qui y est appliqué par les aubages 24 et 28. Dans le présent cas, un couple de réaction est transmis de l'aubage 26, par le porte-planétaires 50 et le frein 60, à la structure fixe.
Pour des raisons qui seront également exposées plus loin, le type de commande qui vient d'être décrit avec l'aubage de réaction fixe et qui, pour la facilité, est qualifié de "commande à simple rotation", est utili- sé le plus avantageusement dans une gamme intermédiaire de valeur du rapport n2/n1.Dans la présente forme d'exécution, cette gamme intermédiai- re est choisie de façon à englober la valeur minimum de 0,35 et la valeur maximum de 0,70. Lorsque la limite ou valeur supérieure est atteinte ou dépassée, le second régulateur 120 est amené à sa position de gauche, le régulateur 134 restant évidemment dans sa position de gauche.
Le déplace- ment du régulateur 120 jusqu'à sa position de gauche, lorsque le rapport susdit est de 0,70, s'effectue par le choix de pignons 80 et 118 de diamè- tre approprié par rapport aux pignons par lesquels il sont entraînés, de façon que, lorsque le rapport des vitesses n2/n1 atteint 0,70, les vites- ses de rotation de l'élément de soupape du régulateur 120 et de l'élément de friction 126 se croisent, l'élément de soupape étant alors déplacé vers sa position de gauche par l'action des filets 124. Lorsque les deux régula- teurs de rapport sont dans leur position de gauche, l'agencement du système de commande est celui que montre la figure 10. Le cylindre 106 reste en com- munication avec l'atmosphère par les passages décrits en référence à la figure 9, en sorte que le frein 70 n'empêche pas le porte-planétaires 66 de tourner.
Le cylindre 98, qui dans le cas de la commande à simple rota- tion est alimenté en fluide sous pression, comme montré à la figure 9, en vue de maintenir le porte-planétaires 50 et l'aubage de réaction 26 fixes, est à présent mis en communication avec l'atmosphère par le conduit 176b, la soupape 150, le conduit 164, la soupape régulatrice 134, le conduit 156, la soupape régulatrice 120 et l'évent 160, en sorte que le porte-planétaires 50 est relâché et que l'aubage de réaction 26 est libre de tourner, aucun frein ne s'opposant à sa rotationo
Le cylindre 102, qui dans tous les agencements décrits jusqu'ici du système de commande,était en communication avec l'atmosphère, est ali- menté à présent en fluide sous pression émanant de la source 82 par la sou- pape 148, le conduit 154, le régulateur 120, le conduit 158, la soupape 150 et le conduit 178,
de façon à mettre le frein 56 en service pour que l'élé- ment d'engrenage annulaire 54 du premier train d'engrenages planétaires soit maintenu dans l'impossibilité de subir une rotationo
On remarquera en considérant la figure 4 que dans l'agencement re- présenté les aubes de réaction sont obligéos de tourner dans le même sens que les aubes de turbine, mais à une vitesse plus faible.
Le pignon 44, qui forme la roue solaire du train planétaire, tourne dans le sens des aiguil- les d'une montre lorsqu'on considère cette figure, sous l'effet du couple appliqué à l'élément de turbine par le fluide travail agissant sur les aubes de turbine 24 et 28Etant donné que l'élément d'engrenage annulaire
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54 est stationnaire et que la roue solaire 44 tourne dans le sens des aiguil- les d'une montre, les pignons planétaires 52 peuvent tourner en sens in- verse à celui des aiguilles d'une montre autour de leurs propres axes de rotation, de manière à rouler, en fait, dans le sens des aiguilles d'une montre dans l'élément d'engrenage annulaire, ce qui a pour effet de faire tourner le porte-planétaires et l'aubage de réaction 26 dans le sens des aiguilles d'une montre.
Dans cet agencement, un couple est transmis à la structure fixe par l'intermédiaire de l'élément d'engrenage annulaire 54 et du frein 56.
En dehors des conditions et relations de commande et de transmis- sion de puissance décrites jusqu'ici,il existe aussi certaines possibilités d'assurer un freinage hydraulique. La manière dont un tel freinage hydrau- lique peut être réalisée est basée sur le fait que la commande est réali- sée à des valeurs des rapports de vitesses telles que la turbine entraîne la pompe dans l'appareil représenté et décrit plus haut ;
telle commande est établie, comme le révèlent les courbes de la figure 13, pour des valeurs du rapport des vitesses supérieures à environ 1,3, lorsque l'élément de'ré- action tourne vers l'avant, pour une valeur d'environ 0,9 du rapport susdit, lorsque l'élément de réaction est maintenu stationnaire, et pour une valeur d'environ 0,45 dudit rapport, lorsque l'élément de réaction tourne vers l'arrière. Si la vitesse du moteur est réduite par réduction des ouvertu- res d'étranglement à une vitesse du véhicule correspondant au rapport de vitesses pour le type de commande en question, le véhicule commencera à en- traîner le moteur aux valeurs spécifiées ci-avant des rapports de vitesses.
Etant donné que la transmission suivant l'invention est construite de ma- nière à être déplacée automatiquement, les conditions de commande du genre considéré à présent ne se présenteront que lorsque les soupapes du système de commande sont dans les positions illustrées à la figure 10.
Cependant, si la soupape 150 est amenée manuellement à sa position 150c, comme montré à la figure 11, le cylindre 102 est mis en communication avec l'atmosphère par le conduit 178, la soupape 150 et le conduit 174, tandis que du fluide sous pression est amené au cylindre 98 depuis la source 82, en passant par la soupape 148 occupant sa position 148a, le conduit 154, la soupape régu-
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latrice 120, le conduit 158, 11. rotra,, 1C:;Oo la enduit 17flc et Jf -".-i.C..üt 176, le cylindre 106 ï=.. ¯:Y a ,-,'"-';:'iC3.ti(,: P"Vec l'3,lf1\;:;::":?:::'B C,r7me précé- demment.
Malgré le fait que les régulateurs de rapport indiquent des rap- ports de vitesses n2/n1 supérieurs à environ 0,7, l'élément de réaction est amené au repos ou à l'arrêt par le frein 60, en sorte que le système hydrau- lique se met à travailler comme un frein à turbulence hydraulique à toutes les vitesses du véhicule qui dépassent un rapport des vitesses d'environ 0,9. Ordinairement, la vitesse de marche à vida d'un moteur est d'environ 1/7 de la vitesse maximum du moteur correspondant à la vitesse maximum du véhicule. Ceci signifie qu'un freinage hydraulique est réalisé jusqu'à en- viron 10% de la vitesse maximum du véhicule.
Si un effet de freinage hydraulique encore plus intense est désiré, on peut obtenir cet effet en amenant la soupape 150 dans la position 150d, de façon que l'effet de freinage hydraulique subsiste jusqu'à une vitesse du véhicule d'environ 5% de sa vitesse maximum. Dans ce cas, le cylindre 98 est mis en communication avec l'atmosphère par le conduit 176, la sou- pape 150, le conduit 176c et l'évent 172. Le cylindre 102 est mis en commu- nication avec l'atmosphère par le conduit 173, la soupape 150 et l'évent 174, tandis que du fluide sous pression est amené au cylindre 106 à partir de la source 82, en passant par la soupape 148 dans sa position 148a, par le conduit 154, par la soupape régulatrice 120, par le conduit 158, par le conduit 158a, par la soupape 150, par le conduit 180a et par le conduit 180.
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Ainsi, la bande de frein 70 agit de manière à maintenir le porte-planétaires 66 fixe et le convertisseur fonctionne à présent comme frein à turbulence, avec un élément de réaction 26 tournant en arrière à une vitesse élevée.
Comme on l'a signalé plus haut, la figure 13 montre graphiquement le rendement obtenu.
Lorsque l'élément de réaction tourne vers l'arrière et lorsque le porte-planétaires 66 est maintenu stationnaire, on obtient une efficience correspondant à la courbe a. Lorsque l'élément de réaction est maintenu stationnaire, une efficience ou un rendement correspondant à la courbe b est obtenu, tandis que lorsque l'élément de réaction tourne dans le même sens que la turbine, avec une transmission de puissance à cette dernière, on obtient une efficience selon la courbe o. De plus la ligne Mmontre graphiquement une courbe typique d'un couple d'entrée. Cette courbe révèle que lorsqu'on passe d'un type de commande à un autre aux points où les courbes de rendement se croisent l'une l'autre, ce changement n'apporte pas de modification au couple d'entrée.
Dans certaines applications où la sim- plicité est d'une importance extrême, la commande, qui correspond à un main- tien de l'élément de raction dans une position stationnaire, peut être omi- se, auquel cas seul un régulateur de quotient et des soupapes simplifiées 150 et 148 sont nécessaires.
La figure 14 montre une forme d'exécution quelquepeu simplifiée de l'invention, en comparaison de la forme d'exécution illustrée à la fi- gure 1. Le circuit hydraulique est construit de la même manière, de même que la transmission, sauf que le tambour de frein 58 et le frein 60 sont omis.
Par contre, le système de commande est construit différemment et sera par conséquent décrit plus en détailsLe système de commande est des- tiné à commander les deux freins 56 et 70 et comporte deux soupapes. Il s'agit tout d'abord d'une soupape régulatrice de rapport qui, en fonction du rapport des vitesses de l'élément turbine et de l'élément de pompe, fait subir d l'élément de réaction une rotation en sens inverse ou une rotation dans le même sens que celle de l'élément de turbine. La soupape régulatri- ce peut, au surplus être actionnée manuellement pour obliger les éléments à tourner en sens opposés, de manière à réaliser un effet de freinage.
En plus de la soupape régulatrice, on prévoit aussi une soupape actionnable sélectivement et pouvant être amenée dans trois positions différentes pour relâcher les deux freins de façon qu'aucun couple ne soit absorbé par le convertisseur de couple, pour passer à la commande automatique par l'inter- médiaire de la soupape régulatrice et pour bloquer l'élément de turbine contre toute rotation en mettant simultanément les deux freins en service, de façon que la connexion de l'eng@@@age à changement de marche soit pos- sible.
Le système de commande est alimenté par du fluide sous pression au moyen d'une pompe à engrenage 74, entraînée au moyen d'un engrenage monta à rotation dans un partie de l'enveloppe fixe et comportant un pignon de transfert 76 entraîné par un pignon approprié 77 monté sur le carter rota- tif 12 et engrenant avec un pignon 78, qui entraine à son tour le pignon 80 calé sur l'arbre d'entraînement de la pompe.
Le fluide hydraulique débité sous pression par la pompe 74 est con- duit par un conduit 184 au circuit hydraulique, de la même manière que dans la forme d'exécution illustrée à la figure 1. A partir d'un second conduit 186, du fluide sous pression est amené dans l'alésage cylindrique d'une sou- pape du type à piston 188 ajustable sélectivement,, Cet alésage communique à son tour par deux conduits 190, et 192 avec un alésage cylindrique de la
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soupape régulatrice 194. La soupape 194 est reliée à une extrémité, à l'aide de cannelures 196, de façon à être mobile axialement sans pouvoir tourner, au pignon 78 entraîné par le carter rotatif 12.
A son autre extrémité, la soupape 194 est en prise par des filets hélicoïdaux 198 avec un disque de friction 200, qui engrène, par l'intermédiaire d'un ressort 202, avec une douille 114, qui porte un pignon 112 entraîné par l'élément de turbine.
L'alésage de la soupape 194 communique encore par des conduits 204 et 206 respectivement avec les cylindres 102 et 106, tandis que l'alésage de la soupape 188 est en communication avec l'atmosphère par le conduit 208.
La soupape sélectivement actionnable 188 peut être amenée dans trois positions différentes 188a, 188b et 188c.
Dans la position 188a, la communication entre la pompe 74 et la soupape régulatrice est interrompue et les conduits 190 et 192 sont tous deux en communication avec l'atmosphère par un conduit 208, en sorte que les deux freins 56 et 70 sont relâchés. Dans cette position, le convertis- seur de couple ne peut donc absorber aucun couple.
Dans la position 188b, la soupape régulatrice est en communication avec la pompe 74 par un conduit 190. Si la soupape 194 est dans sa position de gauche 194a, du fluide sous pression est amené par le conduit 204 au cyiinare 102, tandis que le cylindre 106 est mis en communication avec l'at- mosphère par les conduits 206, 192 et 208. Le frein 56 est alors en service, tandis que le frein 70 est relâché, c'est à dire que l'élément de réaction tourne dans. le même sens que l'élément de turbine.
Toutefois, si la soupa- pe 194 se trouve dans sa position de droite 194b, du fluide sous pression est amené par le conduit 206 au cylindre 106, tandis que le cylindre 102 est
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mis en romrrurJ#;tkm aun l'atm03ph8rc :'k;::c()nduits 20}., 192 et 20elle àeii- 7 '.st àloJ13 en service et le rein 56 est relâché, c'est à dire que l'élément de réaction tourne en sens opposé à celui de l'élément de turbine. Cette position de la soupape régulatrice peut être atteinte automatiquement, lorsque le rapport entre la vitesse de l'élément de turbine et celle de l'élément de pompe est inférieure à une valeur prédéterminée, tandis que cette position peut aussi être atteinte manuellement, lorsque le rapport en question excède la valeur prédéterminée pour atteindre l'effet de freinage.
Dans la position 188c, la soupape régulatrice 194 est en communi- cation avec la pompe 74 par le conduit 190, de même que par le conduit 192.
Lndéper@amment de la position de la soupape régulatrice 194, du fluide sous pression est alors amené aussi bien au cylindre 102 qu'au cylindre 106, en sorte que les deux freins sont simultanément en service, ce qui signifie que l'élément de turbine est bloqué contre toute rotation, en sorte qu'il est possible de passer de la commande de marche avant à la commande de marche arrière.
Aux figures 2 et 3, les condit@@ns d'attaque des aubes de la tur- bine, des aubes de l'élément de réaction et des aubes de la pompe, dans toutes les conditions de marche décrites plus haut, sont représentées pour divers rapports de vitesses. Les champs d'attaque sont représentés par des traits de types différents. Ainsi, les lignes en traits interrompus corres- pondent à la commande à double rotation, dans laquelle l'élément de réaction tourne vers l'arrière et dans laquelle le rapport de l'engrenage plané- taire est de 1,8:1. Les lignes en traits mixtes représentent le'3 champs d'attaque dans le cas d'une commande à simple rotation, dans laquelle l'é- lément de réaction est bloqué.
Les lignes formées de traits séparés par des doubles points représentent les champs d'attaque dans le cas d'une commande dans laquelle l'élément de réaction tourne vers l'avant avec un rapport de 0,3:1 dans l'engrenage planétaire, tandis que les lignes en traits pleins
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représentent les conditions prévalent dans un même type de commande, si ce n'est que le rapport d'engrenage du système planétaire est de 0,5:1. Il est évident qu'en faisant varier ces facteurs, on peut modifier les courbes de rendement et changer les valeurs de pointe du rendement.
Ppr la position des
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champs d'attaque en question,on 7.,it qiiixe améR#ation subTtieUe a 3:c cbtaTu.e à des valeurs élevées des rapport ae vitesses, lorsque l'élément de réaction, qui est en liaison de transmission de puissance avec l'élément de turbine, est admis à tourner dans le même sens que la turbine. La raison pour laquel- le un rendement de pointe plus élevé est obtenu dans cette condition de com- mande que lorsque l'élément de réaction est stationnaire est expliquée par le fait que les pertes par ventilation entre l'élément de réaction et la turbine et entre la turbine et la pompe sont considérablement réduites. Par ailleurs, la pompe doit être agencée de manière à présenter un angle de sor- tie bêta relativement grand, qui influe sur les conditions d'attaque du pre- mier aubage de turbine.
Au surplus, le premier aubage de turbine doit avan- tageusement être plus obtus que habituellement, du fait que l'influence de la vitesse de l'élément de réaction sur les conditions d'attaque des aubes du premier étage de la turbine est moindre que l'influence de la vitesse sur les conditions d'attaque des aubes de l'élément de réaction et du se- cond étage de la turbine.
L'appareil suivant l'invention est capable de fonctionner comme convertisseur de couple hydraulique jusqu'à un rapport et jusqu'au delà du rapport de vitesses de 1.:1 qu'aucun convertisseur de couple n'a jusqu'à présent été capable de réaliser. Cet effet a été obtenu par une combinaison de l'élément de réaction tournant vers l'avant avec le choix d'un profil particulier d'aube pour les aubes du premier étage de la turbine et avec le choix d'un angle de sortie particulier de la pompe.
Cette combinaison réduit les pertes par ventilation dans le système hydraulique et produit aussi une réduction dans les pertes d'attaque en particulier sur les aubes de l'élément de réaction et sur les aubes du second étage de la turbine dans la gamme des vitesses élevées, tandis que sont également réduites les per- tes d'attaque sur les aubes du premier étage de la turbine dans la gamme des vitesses élevées, grâce en partie à l'influence de l'élément de réac- tion tournant vers l'avant, grâce également à l'influence du profil parti- culier choisi pour les aubes du premier étage de la turbine et enfin grâce à l'influence de l'angle de sortie particulier de la pompe.
A cause du rendement satisfaisant obtenu dans la gamme des vites- ses élevées, aucune commande mécanique directe n'est nécessaire. Il est donc possible de se passer des dispositifs d'engrènement compliqués pour la connexion automatique ainsi que des plaques ou disques d'accouplement sujets à usure, et aussi du changement nécessaire dans la vitesse du moteur, lorsqu'une commande directe est assuréeo Comme autre facteur important à prendre en considération, il faut signaler que par suite du rendement éle- vé obtenu lorsque le rapport des vitesses est d'environ 1,2 ou davantage, l'utilité de la transmission est.augmentée en conséquence, d'au moins 20%.
**ATTENTION** fin du champ DESC peut contenir debut de CLMS **.
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The present invention relates to variable speed power transmissions and relates in particular to transmissions of this type used to drive vehicles, the driving force of which is borrowed from internal combustion engines, electric motors or similar devices. , the speeds of which can advantageously be kept relatively constant, compared to the speed of the vehicle, which can vary from zero speed or idle up to very high cruising speeds, which requires that the speed of rotation of the vehicle the drive shaft of the vehicle, to which the driven element or output element of the transmission is connected, is substantially as high as the speed of the input element of the transmission,
when the latter is driven at the speed reached when the motor is operating at its maximum desirable speed.
More particularly, the invention relates to transmissions of the hydrodynamic torque multiplier or converter type, in which a hydraulic working fluid is caused to circulate in a closed circuit comprising pump vanes or forming part of the element d. 'drive or inlet to create the circulation, as well as reaction and turbine blades through which the fluid is circulated, these latter blades being carried by a turbine element constituting the driven element or converter output element.
Heretofore, many different types of hydrodynamic variable speed power transmissions have been developed for controlling vehicles, including torque converters for use as torque multiplier devices in the relatively low speed ranges of the vehicle. vehicle, combined either with a mechanical drive connection or with a hydraulic coupling intended to be used in place of converter control in the high speed range or cruising speed of the vehicle, which does not requires no torque multiplication.
In other arrangements also previously proposed, hydrodynamic torque converters have been used, in which, in different ranges of the speed ratio of the turbine element to that of the pump element, controls Different hydraulic torque conversions have been established; thus, arrangements have been made in which the reaction turbine elements rotate in opposite directions in a first range of operating speeds, in which the value of the aforementioned ratio is relatively low, the operation being modified in such a way. that the reaction elements are kept rotationally fixed in a second range of operating speeds, in which the value of said ratio is higher.
Such converters which have two distinctly different hydraulic drive ratios in different ranges of gear ratio values have also been combined with vehicle controls provided with direct mechanical controls, for use as control devices. of these vehicles, when they are operating at their high cruising speed.
Although various combinations of such different types of controls are known in the art, all of the types heretofore proposed have certain deficiencies for certain types of applications and the present invention is generally directed to an improved form of control. transmission device of the hydrodynamic type, which constitutes a significant improvement from the point of view of the operating characteristics, in comparison with the forms previously proposed of transmissions, and which is practically applicable to the propulsion of vehicles of the greatest dimensions and powers. various.
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The various detailed objects of the present invention and the advantages deriving from its use will become apparent in the course of the present description; it is only necessary to stress here that in order to achieve the various objectives of the invention, it relates to a hy- converter.
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drodv-namic requiring only one hydraulic circuit, dal1 18mnl '¯ortulon- t6 <:! '1Y> P'TTI (>' 1't does not pump or claim to say & .a - r, un: ¯.m:;.; 1-3; "..", '-'-, - Yvra, n a reaction mantle, combined with a mechanism for controlling the operation of the reaction element so that during normal operation of the transmission there are two or three distinct modes of operation.
In the first mode or domain of operation, when the driven element is accelerated from idling to a speed corresponding to a predetermined ratio with the operating speed of the drive element or input of transmission, the hydraulic device will function as a counter-rotating, double-rotating torque converter, the reaction element then rotating in a direction opposite to that of the pump element which constitutes the drive element. @ entry and the element. d3 turbine which constitutes the output element of the transmission.
In a second or intermediate range of values of the ratio of the speed of the driven element to the speed of the drive or input element, the transmission operates as a single-rotation converter, wherein the reaction element is rotationally fixed, being anchored by suitable means to a stationary housing or housing, while the pump and turbine elements rotate in the same direction but at different speeds.
In a third range of operation, in which the speed of the driven element or turbine element approaches the speed of the pump element or input element, the hydrodynamic transmission again reverts to a dual arrangement. rotation and co-rotation, but in this case the double rotation differs from that which occurs in the first case (initial range) in that the reaction element, while rotating, rotates in the same direction as the turbine element or driven element, but at a lower speed. Consequently, in this field of operation, there is a type of hydraulic double-rotation control which is not, however, a counter-rotation control and which also offers other properties or operating possibilities.
With a device of the general type briefly described above, it is possible to make a number of new and important improvements in the operating characteristics of the transmission. Thus, in the type of control described above, a fluid connection in the hydraulic mechanism is maintained at all times between the driving and driven elements. This ensures the elimination of all mechanical shocks between the engine and the main drive shaft of the vehicle, the advantages of this elimination should not be emphasized.
Furthermore, by the arrangement of the various forms of hydraulic controls, high efficiency or efficiency is maintained from a relatively low speed of the driven element to and beyond speeds at which the running speed of the The transmission's turbine element approaches or even exceeds the speed of the transmission's pump element. In addition, a uniform transition from one type of control to another is obtained throughout the speed range, with no shift occurring which requires rapid acceleration or deceleration of large masses as a result of the creation of large forces. of inertia.
Parts subject to relatively rapid wear, such as clutch plates or discs, are eliminated and the entire construction can be simpler and less expensive than prior constructions or systems intended for the same use.
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In addition, in accordance with certain features of the invention which will be described in more detail later in this specification, efficient hydraulic and engine braking can be obtained via the hydraulic transmission, while a positive position can be ensured. , in which no appreciable torque is absorbed by the transmission, while the turbine element is disconnected from the main drive shaft of the vehicle, so that the engine can be made to run at any speed, for the purpose of testing or for the purpose of charging equipment, including pressure tanks for storing compressed air for compressed air brakes and the like.
Other advantageous features of the invention will emerge from the following description.
In order to illustrate the various features and advantages of the invention in more detail, there is shown in the accompanying drawings an exemplary embodiment of an apparatus for carrying out the invention being however, understood that the illustrated embodiment is given only by way of example and in no way limits the scope of the invention, as defined in the claims ending the present specification.
In the drawings: - Figure 1 is a central longitudinal section of a transmission according to the invention, the drawing being more or less schematic with regard to certain elements and certain elements of the control system being shown in the plane of the drawing for clarity of illustration and description; FIG. 2 is a section taken along line 2-2 of FIG. 1, this section illustrating the profiles of the blade of the turbine and reaction elements and also showing schematically the variations of the relative entry angle. of the hydraulic fluid stream with respect to the inlets of the various rows of blades under different operating conditions of the transmission;
FIG. 3 is a section taken along line 3-3 of FIG. 1, this section showing in profile the blading of the pump element or steering element and also showing schematically the variations of the angle of - Traction of the hydraulic fluid stream with respect to the pump vanes under various operating conditions of the device; - Figure 4 is a section on line 4-4 of Figure 1; - Figure 5 is a section taken along line 5-5 of Figure 1; FIG. 6 is, on a larger scale, a view of part of the structure shown in FIG. 1, this view showing the control or control mechanism adjusted for the neutral position of the transmission;
- Figure 7 is a view similar to that of Figure 6 showing the control mechanism set in a position allowing the driven element of the transmission to be connected to the main control shaft of the vehicle for forward travel or reverse gear, ¯ through any type of reversing gear that one may wish to use; - Figure 8 is a view similar to Figure 6, showing the control parts occupying the desired position to perform a counter-rotation and double-rotation control, as would be the case when starting the machine. a vehicle ;
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- Figure 9 is a view similar to Figure 6, showing the control parts in a position ensuring single-rotation operation of the converter, which type of operation would normally be in effect in a range of intermediate speeds of the vehicle driven by the transmission ; - Figure 10 is a view similar to Figure 6, showing the control parts arranged to co-rotate the power-absorbing reaction element, the reaction and turbine elements rotating in the same direction rather than 'in opposite directions; FIG. 11 is a view similar to FIG. 6, showing the control mechanism established for hydraulic single-rotation braking with the converter;
FIG. 12 is a view similar to FIG. 6, showing the control mechanism established for hydraulic counter-rotation and double-rotation braking with the converter; FIG. 13 is a graph illustrating various operational characteristics of the transmission, and FIG. 14 is a longitudinal section of another embodiment of the invention.
As shown in FIG. 1, to which more particular reference is now made, the transmission comprises an outer casing 10 which is fixed from the point of view of rotation and in which the housing 12 is rotatably mounted, carried by main bearings 14 and 16.
The casing 12 constitutes the enclosure for the hydraulic circuit, generally designated by the reference notation 18 and also carries the vanes 20 mounted integrally and forming the pump element or directing element.
Housing 12 is connected by some suitable device, such as flange connection 22, to the motor which supplies power to the transmission.
The pump vanes or guide vanes circulate the hydraulic fluid in the circuit in the direction indicated by the arrow 23, the fluid passing first through a first stage of turbine blades 24, then through a stage of blades. reaction 26 and finally by a second stage of turbine blades 28, before being returned to the inlet of the pump blade 20.
The two stages of the turbine blade 24 and 28 are connected by the annular element 30 constituting a part of the core of the structure forming the hydraulic circuit.
The turbine element or driven element generally designated by reference numeral 32 includes an impeller portion 34 which carries the turbine blades 28 and a shaft portion 36 which is rotatably mounted. relative to the rotating housing 12.
The reaction vanes 26 are carried by a reaction element generally designated by the reference numeral 38 and comprising an impeller portion 40 and a shaft portion 42, the reaction element being rotatably mounted as well. relative to the turbine element 32 than to the rotary housing 12.
The shaft portion 36 of the turbine element carries a fixed toothed wheel or pinion 44, which forms the sun wheel of a planetary gear train forming part of a composite gear which will be described further.
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in details further
The shaft 36 is also connected by a key or spline, as shown at 46, to an output member 48 having a flange or equivalent connection for transmitting energy to the main drive shaft of a vehicle.
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The part '--mant shaft 42 rl,:,' '' element Mr \ r arl .. 38 D1 '<1 keyed or fixed in a :) other way to the planetary carrier 50 through the planetary gears 32 forming part of the gear train, the pinion 44 of which is the molar wheel. This gear train is completed by an annular gear element 54, having internal teeth with which the planetary gears 52 mesh, as well as the sun gear 44. The annular gear element 54 is mounted. so that it can be rotated in either direction, unless prevented from doing so by the brake 56, which can be selectively turned on or off.
The planetary carrier 50 comprises, on one side of the planetary gears 52, an extension forming a cylindrical brake drum 58 arranged so as to be able to cooperate with the brake 60, so as to keep the planetary carrier fixed or so to allow it to run.
On the side of the planetary carrier 50 opposite to that where the drum 58 is located, the planetary carrier has an extension forming the sun wheel 62 of a second set of planetary gears.
The sun gear 62 meshes with planetary gears 64 mounted in the planetary carrier 66 comprising a part 68 forming a drum and arranged so as to be able to cooperate with the brake 70, so as to block the planetary carrier against any rotation or to allow it to turn, as desired. The planetary pinions 64 of the second gear train mesh with the inner teeth of a ring gear 72, the latter being fixed to or integral with the output element 48 to which the turbine element of the converter is fixed at 46.
With regard to the illustrated hydraulic circuit, the shape of the circuit as well as the shape and arrangement of the vane may advantageously be as described in US Pat. No. 2,690,054 granted on September 28, 1954 to the United States. plaintiff. But it goes without saying that the invention is not limited to this particular form of hydraulic circuit.
In order to achieve the various kinds of hydraulic control contemplated by the present invention, use is made of a pressurized hydraulic fluid control system which includes regulator valves which can be automatically actuated to change the flow or circulation of the control fluid. hydraulic, so as to establish different hydraulic drive relationships through the converter, depending on changes in the ratio of the speed of the turbine element to that of the pump element of the transmission.
The speed of the turbine element, expressed in revolutions per minute, is ordinarily designated by the symbol n2, while that of the pump element is ordinarily designated by the symbol n1. The ratio specified above is the ratio n2 / n1 and this ratio will sometimes be qualified in the remainder of the present description as the "speed ratio" of the converter or of the transmission, while this ratio will sometimes also be designated by the aforementioned symbols. .
The control system also includes a selectively operable valve movable to a position in which the supply of pressurized fluid to the aforesaid regulator valves can be.
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switched off, so as to allow a state to be established in which the converter is unable, if the turbine spins freely, to absorb appreciable input torque, so that the engine can be tested or used. read for purposes other than driving the vehicle through the transmission, without being subjected to a significant load from the latter.
In addition, the system comprises a selectively operable valve which can be moved to a number of different positions to determine the different hydraulic braking characteristics to be performed, to allow the establishment of the various hydraulic drive relationships, in particular. function of the action of the regulating sub-valves, and to allow the turbine element of the converter to be held stationary (without rotating), regardless of the positions of any of the other valves in the system, by view to allow the output element of the transmission to be easily connected to or disconnected from the main drive shaft of a stationary vehicle for forward or reverse.
In Figure 1, the elements of this control system have been shown more or less schematically in the plane of the figure and will now be described in detail.
As those skilled in the art are well aware, it is desirable, when transmitting power via a hydrodynamic torque converter of the type in question, that the hydraulic power transmitting fluid is maintained under positive pressure. In the present construction, positive pressure is provided for the working fluid in the hydraulic circuit, as well as positive pressure is provided for the control fluid, by means of a gear pump 74, one of which gear elements appears in the figure.
The pump 74 is driven by a train of gears or pinions rotatably mounted in a part of the fixed casing and constituted by a transfer pinion 76 driven by a suitable pinion 77 mounted on the rotating housing 12 and meshing with a pinion 78 , which in turn drives the pinion 80 attached to the pump control shaft.
Hydraulic fluid delivered under pressure by pump 74 is discharged through conduit 82 into central passage 84 formed by tube 85 mounted in the bore of shaft portion 36 of the turbine member.
From the anterior end of passage 84, the fluid passes through one or more apertures 86 formed in the rotary housing, to terminate in the enclosure of the hydraulic pump 18. From this Circulated, the fluid passes through suitable openings 87 in the hub portion of the turbine element and enters an annular passage 88 formed around the tube 85. From the posterior end of the annular passage 88, the fluid flows through a suitable conduit 89 housed in the fixed structure and passes through an expansion valve 90, which acts to maintain the fluid system under a desired minimum pressure, the fluid then entering a refrigerant 91.
From the latter, the fluid is returned by passing through a filter 92 in a manifold 94, which supplies the pump 74. Systems using positive displacement pumps and expansion valves, for the circulation of a hydraulic fluid in the circuit. of a hydrodynamic torque converter and for maintaining a desired minimum pressure of the working fluid in the circuit are well known in the art and the fluid circulation system described above does not form part of the present invention .
However, the pump 74 constitutes a source of hydraulic fluid.
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under pressure for the actuation of the control system forming part of the present invention and the pressurized fluid delivered by the pump 74 for the purpose of maintaining the hydraulic circuit under pressure is also advantageously used to actuate the control system described herein. -after.
As noted above, the planetary carrier 50 has a drum portion 58, which can be locked against rotation by a brake band 60. The annular gear member 54 is arranged to be locked, too. releasably, by a brake band 56, while a brake band 70 also makes it possible to block the drum-forming part of the planetary carrier 66.
The devices used to put these various brake bands on or off are shown schematically, in the present illustration, in the plan of the drawing.
As shown in Figure 1, the brake band 60 can be applied to the element to be blocked or separated from this element by the action of a piston 96 working in a cylinder 98. The brake band 56 can be actuated by a piston 100 working in a cylinder 102, while finally a piston 104 working in a cylinder 106 makes it possible to apply the brake band 70 against the element to be blocked or to move away from it.
A suitable mechanical arrangement for putting brake bands on or off, in particular brake bands of the type shown schematically in the drawings, is described in US Pat. No. 2,719,616 issued October 4, 1955 to the Applicant, this patent describes suitable mechanical devices for bringing into service and out of service brake bands, thanks to the action of pistons actuated by pressurized hydraulic fluid.
In Figures 1 and 8, Figure 8 showing, on a larger scale and in detail, the valve systems in the same position as in Figure 1, it is observed that the driven element of the transmission comprises a pinion 108 meshing with a transfer pinion 110 mounted in a fixed part of the transmission, this transfer pinion meshing with a pinion 112 also mounted in the fixed casing. Pinion 112 is carried by bushing 114, which in turn carries pinion 116 which is in alignment with pinion 78 and which meshes with pinion 118 mounted in alignment with pinion 80 of the gear driving the gear pump. 74.
As shown in the drawing, the speed of pinion 80 indicates the rotational speed of the pump or input element of the transmission, while the speed of pinion 118 indicates the running speed of the element. output or turbine of the transmission. Accordingly, the relative speed between these two pinions will be an indication of the relative running speeds or the ratio of speeds between the pump and turbine elements of the transmission.
This speed ratio is used, in accordance with one aspect of the invention, to automatically establish various drive relationships of the hydraulic control for various ranges of values of this speed ratio. To this end, two regulators are provided. Automatically operable, which are responsive to changes in the gear ratio, in a manner which will be described in more detail later in this specification. For reasons of brevity, these regulators will be referred to hereinafter as "ratio regulators".
The first of these regulators comprises a piston-type valve 120 mounted so as to be rotatable and slidable axially between extreme positions in a suitable bore forming a valve chamber and provided in part of the valve. fixed envelope. The soupa-
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pe 120 is driven, at one end, by means of splines 122, at the same speed as the pinion 80. At its other end, the valve 12P cooperates, by means of helical threads 124, with a friction plate 126 maintained in frictional contact with pinion 118, using spring 128.
As shown in Figure 8, the valve 120 is in its far right position, which is determined by the contact of the flange 130 carried by this valve with the friction element 126. The direction of the threads 124 is such that the valve assumes this axial position, when the pinion 80 rotates the valve at a higher speed than the pinion 118. The valve 120 can rotate at a different speed than the pinion 118, because of the slip connection. formed by the friction element 126.
On the other hand, if pinion 118 rotates at a higher speed than pinion 80, the friction control between pinion 118 and element 126 rotates the latter on valve 120 and the threads.
124 will therefore have the effect of moving valve 120 axially to its extreme left position, which is determined by the contact of collar 132 with element 126.
The second ratio regulator has a similar action and structure to the first regulator just described. This second regulator comprises a piston valve 134 mounted so as to be able to turn and to be able to slide axially, this valve being provided with a spline connection 136, by which it rotates at the speed of the pinion 78. Helical threads 138 connect. the valve to the friction element 140, which is kept in contact (with pressure) with the pinion
116 by a spring 142. The flange 144 provided on the valve 134 determines the extreme right position of the valve while the collar 146 determines its extreme left position.
The direction of the threads 138 is such that, if the speed of the pinion 78 exceeds that of the pinion 116, the valve comes to take its extreme right position, as shown in figure 1, while if the speed of the pinion o @ element d The gear 116 exc @ that of the pin 78, the valve slides axially to its far left position.
In addition to the regulator valves, the control system includes a selectively operable valve and hereinafter referred to for convenience as the "overrun valve", since it is capable of being operated. slidably brought from a first position, in which it allows pressurized hydraulic fluid to flow from pump 74 to the regulating valves, to a second position or "overrun" position, in which it interrupts this flow of fluid and exceeds the action that would normally result from the automatic positioning of the regulating valves.
As shown in Fig. 8, the overflow valve 148 is an axially slidable piston type valve which valve can be selectively moved from a left-most position shown in the drawing and designated by arrow 148a to. 'to an extreme right position indicated by the arrow 148b. The chamber of the overflow valve has a vent 149.
The control system comprises, moreover, a valve 150 and, independently of the positioning of the other valves of the system, this valve qualified, for the ease, of selector valve and movable, according to the will of the operator until various positions some of which are in conjunction with the positioning of other valves in the control system, will allow hydraulic control through the transmission, will effect hydraulic braking, will act so as to prevent the turbine element from shifting. the transmission to turn, so as to allow
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its coupling to the control shaft of the vehicle, for the forward or reverse of the latter, or will release the reaction element so as to allow it to turn without any absorption of energy.
In the illustrated embodiment, the selector valve 150 is of the piston type which can slide axially to come to occupy a number of different positions. In one position, namely position 150a shown in FIG. 1, the valve permits the establishment of any of the various possible types of hydraulic control, depending on the action of the automatic ratio regulators, unless control via the transmission is prevented by operation of the overrun valve o In a second position of the selector valve, namely in position 150b, this valve operates so as to keep the turbine element in the inability to turn,
independently of the position of any of the other valves provided in the system o In a third position of the selector valve, namely position 150c, this valve allows the execution of a hydraulic braking with a single rotation, depending on the position of the overflow valve. Finally, in a fourth position (150d) of the selector valve, the latter allows hydraulic counter-rotation braking, also as a function of the positioning of the overrun valve and of the ratio regulators.
Returning to pump 74, it will be seen that the discharge side of this pump is connected so as to supply pressurized fluid through line 82 into the chamber of the overflow valve 148. A pipe 154 connects the chamber of the overflow valve. to the chamber of the ratio regulator 120. From this latter chamber, a duct 156 leads to the chamber of the second ratio regulator 134, while a duct 158 leads to the valve 1500 The duct 158 has a branch 158a opening into the chamber of the selector valve at a location remote from where the conduit 158 opens into the chamber. The chamber of valve 120 is also in communication with two axially spaced vents 160 and 162.
Axially spaced conduits 164 and 166 connect the chamber of the regulator valve 134 to the chamber of the selector valve 150, the chamber of the regulator valve 134 being in connection with two vents 168 and 170, while the chamber of the selector valve 150 is also provided with two vents 172 and 174 (Figure 8).
The chamber of the selector valve communicates with the cylinder 98 in which the piston 96 is mounted by a conduit 176, which communicates with the chamber of the valve by three spaced out connections 176a, 176b, 176c. The chamber of the selector valve is also in communication with the cylinder 102 in which the piston 100 is located, through a conduit 178. The chamber of the selector valve is still in connection with the cylinder 106 in which the piston 104 is located. by a conduit 180, the latter communicating with the chamber by two spaced branches 180a and 180bo
From the supply duct 82, which supplies the working fluid under pressure to the hydraulic circuit of the converter, a duct 182 communicates with the chamber of the selector valve 150 at two places spaced apart from each other (connections 182a and 182b).
As noted above, it is desirable to provide the converter in a neutral position, in which the transmission does not impose any appreciable load on the engine, assuming that the driven element or output element of the transmission is disconnected. control shaft of the vehicle, so as to be free to turn at engine speed, as far as the vehicle is concerned. To this end, the three
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Brake actuating pistons 96, 100 and 104 must be relieved of the pressure of the fluid by putting their respective cylinders in communication with the atmosphere. As shown in figure 6, this can be done by moving the relief valve. overtaking 148 to its right position 148b.
In this position, this valve interrupts the circulation of pressurized fluid in the line 82 coming from the pump 74 and also places the line 154 in communication with the vent 149, which allows the cylinder 106 to be placed in communication with the pump. Atmosphere through conduits 180a, 166, 156 and 154 and through vent 149. Cylinder 102 is communicated with atmosphere through conduits 178 and 158 and through vent 162. Cylinder 93 is brought into communication with the atmosphere. in communication with the atmosphere through conduits 176b and 164 and through vent 168. When the three cylinders are thus placed in communication with the atmosphere and when the associated brakes are released, the reaction and turbine elements are all two free to rotate with the casing 12 carrying the pump vanes and at the same speed as this casing.
As a result, the converter cannot appreciably absorb input torque. As shown in figure 6, the two ratio regulators are shown in their extreme right positions, which is the indication of a relatively low value of the speed ratio n2 / n1. However, under the assumed conditions, the turbine element will be accelerated to a speed producing such an increase in the speed ratio that the governor 134 will first be brought to its left position and the governor 120 will then be brought to the left position. its left position.
These changes in the position of the regulators, however, will not have the effect of admitting pressurized fluid into any of the brake cylinders as long as the valve 148 is held in its right-hand position, in which it interrupts the flow of fluid by the pump 74, but the change of position in question will only have the effect of modifying the paths by which the cylinders are placed in communication with the atmosphere. When regulator 134 is moved to its left position, cylinder 106 is communicated with the atmosphere through conduits 180a, 166 and through vent 170, cylinder 102 continues to be communicated with atmosphere as. previously and cylinder 98 is placed in communication with the atmosphere through conduits 176b, 164, 156 and 154 and through vent 149.
When the regulator 120 is moved to its left position, the cylinder 105 remains in communication with the atmosphere as before, the cylinder 102 is communicated with the atmosphere through the conduits 178, 158 and 154 and through the. vent 149, while cylinder 98 is placed in communication with the atmosphere through conduits 176b, 164 and 156 and through vent 160.
It will be seen that, when the valve 148 is in its right-hand position, the escape of the pressurized fluid out of all the brake cylinders cannot be affected by a change in position of one and / or the other. regulator valves and, in this regard, valve 148 can be considered as an overrun valve.
To allow easy connection of the transmission to the main control of a vehicle for forward or reverse, or to switch between these controls, it is desirable to put the control element turbine or transmission output element unable to turn. This is done, in the present construction, by moving the selector valve to its far right position 150b, as shown in Figure 7. When the selector valve is in this position, pressurized fluid is drawn from line 82 of the valve. main circuit for circulating fluid and is brought through line 182 and its connection 182a to connection 180b of line 180.
The connection 180a of the conduit 180 is blocked by the valve 150 in this position and
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pressurized fluid is supplied to cylinder 106 so as to actuate piston 104 and operate brake 70, which keeps planetary carrier 66 unable to rotate. Fluid under pressure is also supplied through the branching pipe 182b, through the branching pipe 176a and through the pipe 176 into the cylinder 98, so as to actuate the piston 96 and keep the planetary carrier 50 in the impossibility of -turn, thanks to the actuation of the brake 600 The connections 176b and 176c of the conduit 176 are blocked by parts of the valve 150, in this position of the valve, as shown in the drawing.
When the planetary carrier 66 of the second gear train or gears is kept unable to rotate and when the planetary carrier 50 of the first gear train, which carries the sun wheel of the second gear train , is also kept unable to rotate, the annular gear element 72 of the second gear train is blocked against any rotation. Since the latter element is fixed to the turbine element, this turbine element is also kept unable to rotate.
Since, in the position of the valve 150 just described, the pressurized fluid necessary to operate the brakes 60 and 70 is bypassed from the supply line 82 of the main fluid circulation circuit, rather that from the line 154 through the overflow valve 148, which controls the flow of pressurized fluid to the regulators, it follows that the position of the overflow valve 148 does not influence the flow. device operation. If the valve 148 is in its right-hand position 148b, it stops the flow of pressurized fluid to the regulators, but for the reason just explained, this has no effect.
However, in order to better demonstrate the lack of effect of the position of this valve, it has been shown in its left position 148a, in which it admits the flow of fluid under pressure from the supply line. tation 82 through line 154 to regulator 120. From the latter regulator, pressurized fluid is supplied to regulator 134 through line 156, from where fluid is fed, through line 166, to the regulator. selector valve. In position 150b of the selector valve, the flow of fluid from source 82 is interrupted by parts of the selector valve.
In Figure 7, the two ratio regulators are shown in their right-hand positions, since these are the positions that these regulators would naturally occupy under all conditions where it might be desirable to block the transmission element. , so as to allow the transmission to be connected to the vehicle's main drive shaft or to change the drive direction.
Once the transmission has been connected to the vehicle's main drive shaft and assuming that this connection has been made for forward travel, it will further be assumed that it is desired to accelerate the vehicle from speed 0 (idle). up to cruising speed. The valve 150 is brought into its normal operating position 150a and the overflow valve 148 is placed in its left position 148a, so as to admit into the control or control system pressurized fluid emanating from the source 82. In if the vehicle is supposed to be stationary, the two ratio regulators will be in their right-hand positions and all the valves will occupy the positions shown in figure 8.
As this figure shows, the flow of pressurized fluid through line 82 is interrupted by selector valve 150, but pressurized fluid from source 82 is supplied through valve 148, line 154, regulator 120, regulator 120, line 156, regulator 134, line 166, valve 150 and connection line 180a to cylinder 106,
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such that the planetary carrier 66 of the second gear train is held stationary. During this time, cylinder 98 is communicated with the atmosphere through line 176b, valve 150, line 164, regulator 134 and vent 168, while cylinder 102 is brought into communication. with atmosphere through line 178, valve 150, line 158, regulator 120 and vent 162.
Thus, with this arrangement of the valves, the planetary carrier 50 and the annular gear element 54 of the first gear train are free to rotate, as far as the brakes are concerned.
If we now consider Figures 2 and 3, it will be seen that the pump vanes 20 are arranged so as to rotate clockwise, in order to create a circulation of working fluid in the circuit. hydraulic. The turbine blades 24 and 28 are arranged so as to be driven in the same direction by the action of the working fluid.
Since the reaction vanes 26 are connected to the planetary carrier 50, which also includes the sun gear 62 meshing with the planetary gears 64 of the planetary carrier 66, it is evident that in the presently assumed arrangement of the control system which keeps the planetary carrier 66 fixed, the reaction vane must rotate in the opposite direction to that of the turbine blade, the planetary gears 64 rotating around their fixed axes and a reaction torque being transmitted by the planetary carrier 66 and the brake 70 to the fixed structure 10.
Thus, a counter-rotating and double-rotating control is obtained and it should be noted that, in the transmission shown, the reaction vane must rotate at a higher speed than that of the turbine vane, because of the difference between the diameters of the sun wheel 62 and the annular gear element 72 meshing with the pinions 64. This is desirable since the contribution to the total torque multiplication made when while the engine is idling, is proportional to the relative rotational speeds of the turbine and reaction elements.
In the example illustrated, the transmission ratio of the planetary gear is such that the reaction vane will rotate at a speed corresponding to approximately 1.8 times the rotational speed of the turbine blade.
For reasons which will be explained in more detail in the remainder of this specification, a counter-rotation and double-rotation control is only desirable in a first range of relatively small values of the speed ratio n2 / n1 and in the present construction. the arrangement is such that the counter-rotation control is only maintained in cases where the value of the speed ratio is less than 0.35.
This is obtained by giving the pinions 108, 110 and 112 on the one hand and the pinions 77, 76 and 78 on the other hand relative diameters such that, when the speed of the turbine element is greater than 35% of that of the pump element, the friction plate 140 of the regulator rotates at a higher speed than that of the valve element and the latter is brought to its left position so as to put into action a different type. hydraulic control, in which the reaction vane remains stationary, while only the pump and turbine elements are rotating. In other words, it can be said that the speeds of the two elements controlling the axial position of regulator 134 intersect at a value of the speed ratio n2 / n1 of 0.35.
The way in which the inlet of the regulating valve
134 in its left position achieves this change in the type of control is illustrated in Figure 9. The cylinder 106 previously supplied with pressurized fluid to actuate the piston 104 and activate the brake 70, so as to maintain the carrier. planetary 66 in a fixed position, is now placed in communication with the atmosphere through the conduit 180a, the valve
150, the conduit 166., the valve 134 and the vent 170, so as to release
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the brake 70 and to release the planetary carrier 66. The cylinder 102 remains in communication with the atmosphere as before.
As for the cylinder 98, instead of being in communication with the atmosphere as before, it is supplied with pressurized fluid emanating from the source 82, by the valve 148, the duct 154, the regulating valve 120, the duct. 156, regulator valve 134, conduit 164, valve 150, and conduit 176b.
This causes the brake 60 to be activated, so as to prevent any rotation of the planetary carrier 50 and of the reaction element 38 which is fixed thereto. Releasing the brake 70, which releases the planetary carrier 66, allows the sun gear 62 to be held stationary, while the turbine element rotates according to the torque applied to it by the vanes 24 and 28. In this case, a reaction torque is transmitted from the vane 26, by the planetary carrier 50 and the brake 60, to the fixed structure.
For reasons which will also be explained later, the type of control which has just been described with the fixed reaction vane and which, for convenience, is referred to as "single rotation control", is used most. advantageously in an intermediate range of value of the ratio n2 / n1. In the present embodiment, this intermediate range is chosen so as to include the minimum value of 0.35 and the maximum value of 0.70. When the upper limit or value is reached or exceeded, the second regulator 120 is brought to its left position, the regulator 134 obviously remaining in its left position.
The movement of the regulator 120 to its left position, when the aforesaid ratio is 0.70, is effected by the choice of pinions 80 and 118 of appropriate diameter with respect to the pinions by which they are driven. , so that when the speed ratio n2 / n1 reaches 0.70, the rotational speeds of the valve member of the governor 120 and of the friction member 126 cross each other, the valve member being then moved to its left position by the action of the threads 124. When the two ratio regulators are in their left position, the arrangement of the control system is that shown in Figure 10. The cylinder 106 remains in position. communication with the atmosphere through the passages described with reference to FIG. 9, so that the brake 70 does not prevent the planetary carrier 66 from rotating.
The cylinder 98, which in the case of the single-rotation control is supplied with pressurized fluid, as shown in FIG. 9, in order to keep the planetary carrier 50 and the reaction vane 26 fixed, is at now communicated with the atmosphere through conduit 176b, valve 150, conduit 164, regulator valve 134, conduit 156, regulator valve 120 and vent 160, so that the planetary carrier 50 is released and that the reaction vane 26 is free to rotate, no brake opposing its rotation.
Cylinder 102, which in all heretofore described arrangements of the control system, was in communication with the atmosphere, is now supplied with pressurized fluid from source 82 through valve 148, the conduit 154, regulator 120, line 158, valve 150 and line 178,
so as to put the brake 56 into service so that the annular gear element 54 of the first planetary gear train is kept in the impossibility of undergoing rotation.
It will be appreciated by considering Figure 4 that in the arrangement shown the reaction vanes are forced to rotate in the same direction as the turbine vanes, but at a slower speed.
Pinion 44, which forms the sun gear of the planetary gear, turns clockwise when considering this figure, under the effect of the torque applied to the turbine element by the working fluid acting. on the turbine blades 24 and 28 Since the annular gear element
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54 is stationary and as the sun wheel 44 rotates clockwise, the planetary gears 52 can rotate counterclockwise around their own axes of rotation, from so as to roll, in effect, clockwise in the annular gear member, which has the effect of rotating the planetary carrier and reaction vane 26 in a clockwise direction. 'a watch.
In this arrangement, torque is transmitted to the fixed structure through the annular gear member 54 and the brake 56.
Apart from the power transmission and control conditions and relationships described so far, there are also certain possibilities for providing hydraulic braking. The way in which such hydraulic braking can be achieved is based on the fact that the control is carried out at values of speed ratios such that the turbine drives the pump in the apparatus shown and described above;
such control is established, as shown by the curves in Figure 13, for gear ratio values greater than about 1.3, when the feedback element rotates forward, for a value of about 0.9 of the aforementioned ratio, when the reaction element is kept stationary, and for a value of about 0.45 of said ratio, when the reaction element rotates backwards. If the engine speed is reduced by reducing the throttle openings to a vehicle speed corresponding to the gear ratio for the type of control in question, the vehicle will begin to draw the engine to the values specified above from gear ratios.
Since the transmission according to the invention is constructed so as to be shifted automatically, control conditions of the kind now considered will only arise when the valves of the control system are in the positions shown in Figure 10.
However, if the valve 150 is manually moved to its position 150c, as shown in Figure 11, the cylinder 102 is communicated with the atmosphere through the line 178, the valve 150 and the line 174, while fluid under pressure is brought to the cylinder 98 from the source 82, passing through the valve 148 in its position 148a, the conduit 154, the regulated valve.
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latrice 120, conduit 158, 11. rotra ,, 1C:; Oo the coating 17flc and Jf - ".- iC.üt 176, cylinder 106 ï = .. ¯: Y a, -, '" -' ;: 'iC3.ti (,: P "Vec l'3, lf1 \;:; ::":? :::' BC, r7me previously.
Despite the fact that the ratio regulators indicate n2 / n1 speed ratios greater than about 0.7, the reaction element is brought to rest or stop by the brake 60, so that the hydraulic system - lique begins to work as a hydraulic swirl brake at all vehicle speeds which exceed a gear ratio of approximately 0.9. Ordinarily, the empty running speed of an engine is about 1/7 of the maximum engine speed corresponding to the maximum vehicle speed. This means that hydraulic braking is carried out up to about 10% of the maximum vehicle speed.
If an even more intense hydraulic braking effect is desired, this effect can be obtained by moving the valve 150 to the 150d position, so that the hydraulic braking effect remains up to a vehicle speed of about 5% of its maximum speed. In this case, cylinder 98 is placed in communication with the atmosphere through line 176, valve 150, line 176c and vent 172. Cylinder 102 is placed in communication with atmosphere through line. conduit 173, valve 150 and vent 174, while pressurized fluid is supplied to cylinder 106 from source 82, passing through valve 148 in its position 148a, through conduit 154, through regulator valve 120, through conduit 158, through conduit 158a, through valve 150, through conduit 180a and through conduit 180.
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Thus, the brake band 70 acts to keep the planetary carrier 66 stationary and the converter now functions as a swirl brake, with a reaction element 26 rotating backwards at a high speed.
As noted above, Figure 13 graphically shows the yield obtained.
When the reaction element rotates backwards and when the planetary carrier 66 is kept stationary, an efficiency corresponding to curve a is obtained. When the reaction element is kept stationary, an efficiency or a yield corresponding to the curve b is obtained, while when the reaction element rotates in the same direction as the turbine, with power transmission to the latter, one obtains an efficiency according to the curve o. In addition, the M line graphically shows a typical curve of an input torque. This curve reveals that when switching from one type of drive to another at the points where the efficiency curves intersect with each other, this change does not change the input torque.
In some applications where simplicity is of utmost importance, the control, which corresponds to keeping the reaction element in a stationary position, can be omitted, in which case only a quotient regulator and simplified valves 150 and 148 are required.
Figure 14 shows a somewhat simplified embodiment of the invention, compared to the embodiment illustrated in Figure 1. The hydraulic circuit is constructed in the same way, as is the transmission, except that the brake drum 58 and the brake 60 are omitted.
On the other hand, the control system is constructed differently and will therefore be described in more detail. The control system is intended to control the two brakes 56 and 70 and has two valves. It is firstly a ratio regulating valve which, depending on the ratio of the speeds of the turbine element and the pump element, causes the reaction element to undergo rotation in the opposite direction or rotation in the same direction as that of the turbine element. The regulating valve can, moreover, be actuated manually to force the elements to rotate in opposite directions, so as to achieve a braking effect.
In addition to the regulating valve, there is also a selectively operable valve which can be brought into three different positions to release the two brakes so that no torque is absorbed by the torque converter, to switch to automatic control by the Intermediate to the regulating valve and to lock the turbine element against rotation by simultaneously putting both brakes into service, so that connection of the shifting gear is possible.
The control system is supplied with pressurized fluid by means of a gear pump 74, driven by means of a gear rotatably mounted in a part of the fixed casing and having a transfer pinion 76 driven by a pinion A suitable 77 mounted on the rotating housing 12 and meshing with a pinion 78, which in turn drives the pinion 80 wedged on the pump drive shaft.
The hydraulic fluid delivered under pressure by the pump 74 is conducted through a conduit 184 to the hydraulic circuit, in the same manner as in the embodiment illustrated in FIG. 1. From a second conduit 186, fluid under pressure is fed into the cylindrical bore of a selectively adjustable piston-type valve 188, This bore in turn communicates through two conduits 190, and 192 with a cylindrical bore of the valve.
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regulating valve 194. The valve 194 is connected at one end, by means of splines 196, so as to be axially movable without being able to turn, to the pinion 78 driven by the rotary housing 12.
At its other end, the valve 194 is engaged by helical threads 198 with a friction disc 200, which meshes, via a spring 202, with a bush 114, which carries a pinion 112 driven by the turbine element.
The bore of valve 194 still communicates through conduits 204 and 206 respectively with cylinders 102 and 106, while the bore of valve 188 is in communication with the atmosphere through conduit 208.
The selectively operable valve 188 can be moved to three different positions 188a, 188b and 188c.
In position 188a, communication between pump 74 and regulator valve is interrupted and conduits 190 and 192 are both in communication with the atmosphere through conduit 208, so that both brakes 56 and 70 are released. In this position, the torque converter cannot therefore absorb any torque.
In position 188b, the regulating valve is in communication with pump 74 through line 190. If valve 194 is in its left-hand position 194a, pressurized fluid is supplied through line 204 to cylinder 102, while cylinder 106 is brought into communication with the atmosphere through conduits 206, 192 and 208. Brake 56 is then in use, while brake 70 is released, ie the reaction element rotates in. the same direction as the turbine element.
However, if valve 194 is in its right-hand position 194b, pressurized fluid is supplied through conduit 206 to cylinder 106, while cylinder 102 is supplied.
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put in romrrurJ #; tkm aun atm03ph8rc: 'k; :: c () nduits 20}., 192 and 20elle àeii- 7'. is atloJ13 in service and kidney 56 is released, i.e. The reaction element rotates in the opposite direction to that of the turbine element. This position of the regulating valve can be reached automatically, when the ratio between the speed of the turbine element and that of the pump element is less than a predetermined value, while this position can also be reached manually, when the ratio in question exceeds the predetermined value to achieve the braking effect.
In position 188c, regulator valve 194 is in communication with pump 74 through line 190, as well as through line 192.
Depending on the position of the regulating valve 194, pressurized fluid is then supplied to both cylinder 102 and cylinder 106, so that both brakes are simultaneously in service, which means that the turbine element is locked against rotation, so that it is possible to switch from the forward control to the reverse control.
In Figures 2 and 3, the driving conditions of the turbine blades, of the reaction element vanes and of the pump vanes, under all the operating conditions described above, are shown for various gear ratios. The attack fields are represented by lines of different types. Thus, the dashed lines correspond to the double rotation drive, in which the reaction element rotates backwards and in which the planetary gear ratio is 1.8: 1. The dashed lines represent the driving field in the case of a single rotation control, in which the reaction element is blocked.
The lines formed by dashes separated by double dots represent the driving fields in the case of a drive in which the reaction element rotates forward with a ratio of 0.3: 1 in the planetary gear, while the solid lines
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represent the conditions prevailing in the same type of control, except that the gear ratio of the planetary system is 0.5: 1. It is obvious that by varying these factors one can alter the yield curves and change the peak values of the yield.
Ppr the position of
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attack fields in question, on 7., it qiiixe améR # ation subTtieUe a 3: c cbtaTu.e at high values of the ratios ae speeds, when the reaction element, which is in connection of power transmission with the 'turbine element, is allowed to rotate in the same direction as the turbine. The reason why a higher peak efficiency is obtained under this control condition than when the reaction element is stationary is explained by the fact that the ventilation losses between the reaction element and the turbine and between the impeller and the pump are considerably reduced. Furthermore, the pump must be arranged so as to present a relatively large beta outlet angle, which influences the attack conditions of the first turbine blade.
In addition, the first turbine blade should advantageously be more obtuse than usual, since the influence of the speed of the reaction element on the driving conditions of the blades of the first stage of the turbine is less than. the influence of the speed on the attack conditions of the blades of the reaction element and of the second stage of the turbine.
The apparatus according to the invention is capable of functioning as a hydraulic torque converter up to a ratio and up to the speed ratio of 1.:1 that no torque converter has hitherto been capable of. to realise. This effect was obtained by a combination of the forward rotating reaction element with the choice of a particular blade profile for the blades of the first stage of the turbine and with the choice of a particular exit angle. of the pump.
This combination reduces the ventilation losses in the hydraulic system and also produces a reduction in the leading losses in particular on the blades of the reaction element and on the blades of the second stage of the turbine in the high speed range, while the leading losses on the blades of the first stage of the turbine in the high speed range are also reduced, thanks in part to the influence of the forward rotating reaction element, thanks to also to the influence of the particular profile chosen for the blades of the first stage of the turbine and finally thanks to the influence of the particular outlet angle of the pump.
Because of the satisfactory efficiency obtained in the high speed range, no direct mechanical control is necessary. It is therefore possible to dispense with complicated meshing devices for the automatic connection as well as coupling plates or discs subject to wear, and also the necessary change in engine speed, when direct control is ensured. An important factor to consider, it should be pointed out that as a result of the high efficiency obtained when the gear ratio is about 1.2 or more, the utility of the transmission is consequently increased by at least 20%.
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