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Transmission dU type torique.
On connaît des transmissions toriques dans lesquelles chaque rouleau est monte de façon à pouvoir basculer indépendamment auteur d'un axe parallèle .nais espacé d'une ligne passant par les points de contact du rouleau avec chaque surface torique, de sorte que les forces tangentielles de traction appliquées sur chaque rouleaux aux points de contact exercent un couple de pivotement sur chaque rouleau par rapport audit axe de basculement.
De plus, chaque rouleau est pourvu d'un ressort qui développe une force s'opposant au couple de pivotement engendre par les forces tangentielles, au- quel cas chaque rouleau parcourt, automatiquement et indépendamment des autres rouleaux, les surfaces toriques associées jusqu'en une position, correspondant à un rapport de vitesse, dans laquelle les moments de pivotement exercés par les forces tangentielles et les
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forces de ressort sont équilibrés. Ce couvrent indépendant de basculement de chaque rouleau sert à réduire les différences dans les efforts de contact des rouleaux résultant de causes telles que des Imprécisions et tolérances de fabrication des défauts d'aligne- ment ou l'équivalent.
Vis-à-vis de ces dispositifs la présente invention con- cerne une transmission du type torique caractérisée par des éléments d'entrée et de sortie comportant des surfaces toriques coaxiales en vis-à-vis et plusieurs rouleaux répartis sur une circonférence et disposés entre et en contact avec ces surfaces de façon à transmet- tre un couple entre l'élément d'entrée et l'élément de sortie ce qui permet d'obtenir une transmission torique à vitesse variable.
Suivant une autre caractéristique le dispositif de sou- tien de chaque rouleau comporte un pivot permettant le déplacement et provoquant la modification du rapport de vitesses, de ce rouleau en travers des surfaces toriques par pivotement autour d'un axe espacé de l'axe de surfaces toriques et situé dans un plan placé entre ces surfaces toriques et perpendiculaire à l'axe de celles-ci chaque rouleau étant disposé radialement vers l'intérieur de cet axe de pivotement par rapport à l'axe de la surface torique.
Suivant une autre caractéristique chaque dispositif de soutien de rouleau comporte des organes permettant le mouvement du rouleau d'une deuxième manière, de sorte qu'en réponse à un mouvement suivant cette deuxième manière, un déplacement du rouleau provoquant la modification du rapport de vitesses soit amorcé autour de son axe de pivotement et qu'une liberté de mouvement du rouleau entre ces surfaces toriques égalise les pressions de contact du rouleau sur ces surfaces toriques.
Suivant une autre caractéristique de l'invention des dispositifs de commande des rouleaux sont prévus avec des organes destinés à exercer une pression développée par un fluide sur chaque rouleau, de façon à influencer le mouvement du rouleau suivant la deuxième manière afin d'amorcer le déplacement du rouleau provoquant la modification du rapport de vitesses, chaque rouleau étant
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capable de se déplacer suivant la deuxième manière indépendamment de mouvements correspondants des autres rouleaux.
Suivant une autre caractéristique de l'invention un dispositif comportant un étranglement d'écoulement de fluide est prévu pour chaque rouleau afin que lors d'un mouvement du rouleau suivant la deuxième manière les vibrations de ce rouleau sont amor- fies,
L'invention s'étend également aux caractéristiques ci- après et à leurs diverses combinaisons possibles.
Une transmission conforme à l'invention est représentée à titre d'exemple non limitatif sur les dessins ci-joints dans les- quels:
La figure 1 est une coupe axiale d'une transmission con- ' forme à l'invention;
La figure 2 est une coupe suivant la ligne 2-2 de la figu- re 1 montrant en élévation notamment les rouleaux et leur support ;
La figure 3 est une coupe à échelle agrandie d'un rouleau et de son supporta coupe réalisée également suivant la ligne 2-2 de la figure 1 ;
La figure 3a est une vue montrant une modification per- mettant de tenir compte d'une rotation en sens inverse de l'arbre d'entrée;
La figure 4 est une vue en coupe suivant la ligne 4-4 de la figure 3;
La figure 5 est une vue en coupe suivant la ligne 5-5 de la figure 1 mais avec le couvercle enlevé;
La figure 6 est une vue représentant le rouleau de la figure 1 dans une position limite de variation de vitesse ;
La figure 7 est une coupe de l'une des butées suivant la ligne 7-7 de la figure 6 ; la figure 8 est une vue similaire à la figure 1 montrant une construction modifiée;
La figure 9 est une coupe suivant la. ligne 9-9 de la fi- gure 8 ;
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La figure 10 est une vue similaire à la figure 1 montrant une autre modification;
La figure 11 est une coupe suivant la ligne 11-11 de la figure 10;
La figure 12 est une coupe suivant la ligne 12-12 de la figure 10.
La présente invention fait intervenir un dispositif hy- draulique exerçant sur chaque rouleau un moment de pivotement qui équilibre le moment de pivotement exercé par les forces tangentiel- les de traction des surfaces toriques sur dhaque rouleau autour de l'axe de basculement du rouleau de telle sorte que chaque rouleau se déplace, automatiquement et indépendamment des autres rouleaux, jusqu'en une position, correspondant à un rapport de vitesse, dans laquelle lesdits moments de pivotement soient en équilibre.
Un autre but de l'invention consiste à prévoir un dispo- sitif d'amortissement des mouvements de basculement des rouleaux.
Cette dernière caractéristique est importante dans le cas où la transmission est soumise à des fluctuations de couple résistant, par exemple dans le cas de transmissions d'engins automobiles.
Le dispositif amortisseur de rouleau est hydraulique et peut faire partie du dispositif hydraulique d'équilibrage de chaque rouleau.
Au lieu que le basculement de chaque galet s'effectue autour d'un axe parallèle à une ligne passant par ses points de contact avec les surfaces toriques de manière à engendrer une pré- cession ou un déplacement du rouleau le long des surfaces toriques pour obtenir une variation du rapport de vitesses, dans cette trans- mission on prévoit un dispositif provoquant la précession du rouleau en déplaçant indépendamment celui-ci le long d'un parcours linéaire tangent à la ligne médiane des surfaces toriques.
En conséquence, la présente invention a également pour but de prévoir un support de rouleau dans lequel chaque rouleau est mobile, automatiquement et indépendamment des autres rouleaux, le long d'un parcours linéaire
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parallèle à une tangente à la ligne médiane des surfaces toriques en un point adjacent au rouleau, ceci en réponse à des variation des forces tangentielles de traction N'exerçant sur les rouleaux leurs points de contact avec les surfaces toriques, de manière à taire déplacer le rouleau pour modifier le rapport de vi@@@ Avec cette dernière disposition, chaque rouleau est pousse le long dudit parcours linéaire par une force hydraulique opposée aux forces tangentielles de traction de sorte que chaque rouleau se déplace,
automatiquement et indépendamment des autres rouleaux, sur les surfit* ces toriques Jusqu'en une position, correspondant à un *,apport de vitesses, ou lesdites forces sont en équilibre. Un autre but do l'invention consiste en la prévision d'un dispositif d'amortissement des mouvements linéaires du rouleau, par exemple en réalisant ce dispositif d'amortissement comme une partie du dispositif hydrauli- que d'équilibrage de forces*
Cette invention permet également de créer une disposition nouvelle permettant de réduire les différences entre les pressions de contact sur les deux points où le rouleau touche les surfaces toriques.
En l'absence de cette disposition, des forces de contact excessives seraient nécessaires pour empêcher le glissement au point , de contact le plus sollicité du rouleau avec les surfaces toriques.
Suivant l'invention, chaque rouleau est monté de manière à avoir une liberté de mouvement entre ses surfaces toriques et dans un plan radial passant par l'axe de transmission, de sorte que chaque rou- leau peut se déplacer librement dans ce plan de manière à réduire les différences entre les pressions de contact avec les surfaces toriques.
Du fait que chaque rouleau est libre de basculer ou de se déplacer linéairement pour arriver dans une position, correspondant à un rapport de vitesses, où les formces de baculement ou de déplace- ment linéaire du rouleau sont équilibrées, il est nécessaire de pré- voir des butées pour limiter le déplacement de variation de vitesse de chaque rouleau. Une autre caractéristique de l'invention consiste
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en la prévision d'une nouvelle disposition de butées pour limiter le déplacement de variation de vitesse de chaque rouleau dans un sens de sorte que centrée en contact du rouleau avec la butée fasse basculer ou déplacer linéairement le rouleau dans un sens tendant à Inverser le déplacementde variation de vitesse du rou- leau.
Une butée similaire est prévue pour l'autre position de limi- tation du rapport de vitesses.
Dans cette invention on prévoit également un dispositif provoquant 1* augmentation rapide de la charge axiale des rouleaux de traction entre les disques toriques en cas d'augmentation de couple résistant, mais provoquant sa décroissance relativement lente en cas de réduction du couple résistant.
On prévoit aussi un dispositif pour faire varier la gran- deur de la force hydraulique exercée sur chaque rouleau en opposi- tion aux forces tangentielles de traction de manière à provoquer automatiquement une précession des rouleaux assurant une variation de rapport de vitesses.
La transmission à vitesse variable réalisée conformément à cette invention comprend des éléments d'entrée et de sortie pré- sentant des surfaces en vis-à-vis de profil torique et coaxiales, plusieurs rouleaux disposes entre et en contact avec lesdites surfa- ces de manière à transmettre le couple de l'élément d'entrée à l'élément de sortie, un support pour chaque rouleau comportant un pivot permettant le déplacement de variation de vitesse du rouleau en travers des surfaces toriques par pivotement autour d'un axe espa- cé de l'axe des surfaces toriques et situé dans un plan placé entre les surfaces toriques et perpendiculaire à leur axe, chaque rouleau étant disposé radialeaent vers l'intérieur de l'axe de pivotement, par rapport à l'axe des surfaces toriques,
chaque support de rouleau comporte également un dispositif permettant un mouvement du rouleau suivant un second mode de manière qu'en réponse à un mouvement suivait le second mode, un déplacement de @ariation de vitesse du rouleau soit amorcé autour de son axe de pi@totment et qu'une liberté de mouvement entre les surfaces toriques soit assurée au rouleau de
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façon à équilibrer les pressions de contact du rouleau sur le,-% surfaces toriques;
un dispositif de commande de rouleau comportant..' un organe exerçant une pression de fluide sur chaque rouleau de manière à le mouvoir suivant le second mode pour amorcer son dépal cernent de variation de vitesse, chaque rouleau pouvant se mouvoir suivit le second mode indépendamment des mouvements corresponde s des autres rouleaux; et un dispositif comportant pour chaque rouleau un système d'étranglement de l'écoulement d'un fluide intervenant lors du mouvement du rouleau suivant le second mode de manière à. amortir les vibrations dudit rouleau pendant ce mouvement.
Cette invention prévoit aussi la réalisation d'une trans- mission à vitesse variable comportant des éléments d'entrée et de sortie présentant des surfaces en vis-à-vis, de profils toriques coaxiaux, plusieurs rouleaux répartis circonférentiellement, dispo- ses entre et en contaot d'entraînement avec lesdites surfaces,, un dispositif de montage de chaque rouleau permettant un premier mauve- ment de pivotement autour d'un axe fixe de manière à assurer un déplacement de variation de vitesse en travers de ces surfaces et comportant un dispositif supportant chaque rouleau en vue d'un se- cond mouvement indépendant provoquant, en réponse à des variations des forces tangentielles s'exerçant sur le rouleau,
un déplacement du rouleau assurant la variation du rapport de vitesses; et un dispositif comportant pour chaque rouleau un système d'étrangle- ment d'écoulement de fluide intervenant lors desdits mouvements in- dépendants du rouleau en assurant ainsi leur amortissement.
On peut également réaliser une transmission à vitesse variable comportant des éléments d'entrée et de sortie présentant des surfaces en vis-à-vis de profils toriques coaxiaux; plusieurs rouleaux répartis circonférentiellement, disposés entre et en con- tact d'entraînement avec lesdites surfaces, un dispositif de montage de chaque rouleau permettant un premier mouvement de pivotement au- ' tour d'un axe fixe de façon à le faire déplacer en travers de ces surfaces pour modifier le rapport de vitesses et comportant un sup-
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port de chaque rouleau lui permettant un second mouvement indépen- dant, en réponse à des variateurs des forces tangentielles exercées sur le rouleau aux points de contact avec les surfaces toriques,
pour modifier le rapport des vitesses; un dispositif de développe- ment de force comportant un poussoir hydraulique exerçant sur les rouleaux une force s'opposant à leur second mouvement et comportant aussi pour chaque rouleau une paire de chambres, une alimentation basse pression fournissant du fluide à une pression relativement basse à l'une des chambres de manière à pousser le rouleau dans le Même sens que les forces tangentielles s'exerçant sur lui, une ali- mentation haute pression fournissant du fluide à une pression rela- tivement élevée à l'autre chambre de manière à pousser le rouleau dans le sens opposée et un dispositif manoeuvrable de manière à faire varier la valeur desdites pressions;
un premier et un second système de butées mobiles pour chaque rouleau, le premier système de butées mobiles comportant des premières positions dans lesquelles, pour un sens de rotation donné de l'élément d'entrée, elles agis- sent pour limiter l'amplitude de déplacement des rouleaux pour fai- re varier le rapport de vitesses, et comportant des secondes posi- tions dans lesquelles elles n'agissent pas, le second système de butées mobiles comportant des premières positions dans lesquelles, pour le sens de rotation opposé de l'élément d'entrée, elles agis- sent pour limiter l'amplitude de déplacement des rouleaux pour fai- re varier le rapport de vîtes**, et comportant des secondes posi- tions dans lesquelles elles sont inefficaces,
et un dispositif de commando de butées agissant de manière à faire déplacer J'un des systèmes de butées de sa position de repos dans sa position active et l'autre système de butée de sa position active dans sa position de repos et à inverser les connexions de pression hydraulique avec les chambres de chaque rouleau.
Suivant les figures 1 à 7 des dessins, la transmission comporte une paire de disques coaxiaux 10 et 12 comportant des sur- faces coaxiales et toriques placées en vis-à-vis, ces surfaces
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toriques présentant une ligne médiane circulaire commune désignée
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par 18. Plusieurs rouleaux 20 repartis oiroonferentielleaent sont Montes entre et disposes en contact roulant avec les surfaces 14 et 16 de manière àassurer un entraînement par friction.
Le disque torique 10 est minté sur l'arbre J'entre 71 i.' est relié à cet arbre par l'intermédiaire de galet. ou calée 24 répartis oirol')ntÓrenUelltJIent et disposée entre do# anneaux 26 t 29 qui sont bloqués en 30 et 32 sur le disque 3.0 et l'arbre 22.
Les organes de blocage 30 et 32 sont des billes qui viennent se
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loger dans des poches sphériques ménagée dans les élément adja- ; cents.
Le disque torique 12 est mont' sur l'arbre de sortie 34
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et es,61 claveté en 36 sur l'arbre 34 qui est coaxial avec l'arlra 22.
Les surfaces en vis-à-vis des cames annulaires 26 et 28 comportent des saillies 26a et 28a entre lesquelles sont disposés les cales 24. Ces surfaces sont telles que toute augmentation du couple résistant provoque une rotation relative de faible amplitude des cames annulaires 26 et 28 de manière a augmenter la charge axiale exercée par le disque torique 12 sur le disque 10 et par con- séquent augmenter la pression de contact entre les surfaces toriques
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14 et 16 et les rouleaux 20. De même# toute diminution du couple résistance provoque une réduction correspondante de la charge axiale!
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des disques 10 et 12 contre les rouleaux 20.
Ce dispositif de sollie citation axiale comportant les cales 24 et les came. annulaires 26 et 27 est désigné par le repère 38.
La prévision d'un dispositif à calot et à cames 38 de ce genre a déjà été proposée pour des transmissions du type torique
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afin de faire augmenter et diminuer automatiquement la charge exer- ode axialemaent par les disques 10 et 12 contre les rouleaux 20 en fonction d'une augmentation ou d'une diminution du couple résistant.! La prévision d'un tel dispositif semblerait être bénéfique du côté , de la transmission soumis à des efforts de torsion brutaux.
Dans le cas d'une transmission pour véhicule automobile entraîna par un
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moteur à explosion, le dispositif de sollicitation axiale 38 est disposé, comme représenté, du coté entrée de la transmission du fait des vibrations de torsion importantes d'un moteur de ce genre* Avec cette disposition, tout choc de torsion (augmentation brutale de couple) Imposé par l'arbre d'entrée 22 augmente la pression de contact sur les rouleaux d'entrainement 20 avant que la force de traction exercée sur ces rouleaux ne soit augmentée par le choc,
Inaction de cette force étant retardée par inertie et par la rota- tion relative des cames annulaires 26 et 28 lorsque la charge axiale est augmentée,
Dans le eau d'une transmission d'automobile, les chocs de torsion imposés à la transmission par le côte sortie de celle-ci ne semblent pas nécessiter une seconde série de cames annulaires et de cales entre l'arbre de sortie et le disque torique 12 pour modifier la char,. axiale des rouleaux d'entraînement placés entre les disques 10 et 12 sous l'effet de ces chocs de torsion.
Cependant, avec la disposition représentée si l'arbre de sortie 34 venait à soumettre la transmission a des chocs de torsion importants, ces chocs augmen. teraient la force de traction 'exerçant sur les rouleaux 20 avant que le dispositif de sollicitation axiale 38 produise l'accroissement voulu de la charge axiale exercée par les surfaces 14 et 16 des disques toriques contre les rouleaux 20. Pana ce cas, on pourrait aussi prévoir des cales de charge axiale à la sortie de la trans- mission et entre l'arbre 34 et les disques 12.
Les disques toriques 10 et 12 de la transmission et les rouleaux d'entraînement par traction ou friction 20 qui sont inter- poses entre ceux-ci sont montés à l'intérieur d'un bâti fixe compor- tant des éléments terminaux 40 et 42 portant des paliers 44 et 46 pour les arbres 22 et 34. Le bâti, de transmission comporte égale- ment un élément intermédiaire 48 fixé sur les éléments terminaux 40 et 42 par des vis 50 et ayant un corps en forme d'Y 52 placé entre les rouleaux 20. L'élément intermédiaire 48 du bâti comporte au- dessus de chaque rouleau une ouverture fermée par un couvercle 54.
La figure 3 montre en détail la structure de chaque rou- leau et de son support. Chaque rouleau 20 est tourillonné sur
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une fusée 56 au moyen de paliers 58 et 60, la fusée comportant une plaque terminale 62. Chaque rouleau 20 est supporté entre les sur- faces toriques 14 et 16 par un bloc support 64. Chaque bloc 64 est articulé sur un tourillon creux 66 engagé dans des douilles ou coussinets 68 et 69 logés dans un trou ménagé dans le bloc, les extrémités dépassantes de ce tourillon étant soutenues par des @ sages adjacents prévus sur l'élément intermédiaire du bâti 48. L'exe de chaque tourillon 66 est tangent au cercle médian 18 du tore et est disposé dans un plan perpendiculaire à l'axe de transmission.
Les tourillons 66, ainsi que les rouleaux 20, sont également répartis autour de l'axe de la transmission. Il y a ainsi un tourillon 66 et un bloc support 64 par rouleau 20.
La surface de chaque bloc support 64 faisant face à son rouleau 20 comporte une nervure en forme de V 70 dont la pointe est orientée dans une direction perpendiculaire à l'axe 72 de son rou- leau et à la direction de l'axe du tourillon associé 66, auquel cas : ladite pointe est située dans un plan passant par l'axe de trans- mission. La pointe de chaque nervure 70 est engagée dans une gorge en forme de V 74 ménagée dans la plaque terminale 62 de la fusée 56 sur laquelle son rouleau est tourillonné, de sorte que chaque bloc 64 maintient en position son rouleau entre les éléments toriques 12 et 14.
L'angle au sommet de la gorge en V 74 de chaque rouleau est supérieur à l'angle au sommet de la gorge associée 70, de sorti que chaque rouleau peut basculer autour de l'arête de la nervure jouant le rôle d'un axe.
L'arête de chaque nervure 20 est disposée parallèlement à et un peu écartée radialement vers l'extérieur d'une ligne reliant les points de contact du rouleau associé 20 avec les surfaces tort* ! ques 14 et 16, auquel cas les forces tangentielles de traction ? (dont l'une est représentée sur la fig. 3) exercées par les surfa- ces toriques sur chaque rouleau engendrent un moment de pivotement sur le rouleau qui tend à le faire basculer autour de l'arête de se
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nervure associée 70.
Le bloc support 64 du rouleau comporte une paire de pistons 76 et 78 disposés de part et d'autre de la nervure 70 du bloc et pouvant être sollicités par la plaque terminale 62 de la fusée de rouleau adjacente 56. Les pistons 76 et 78 peuvent coulis- ser dans des évidements ou cylindres 80 et 82 ménagés dans le bloc
64 de façon à entrer en contact avec la plaque terminale 62 de la fusée 56 du rouleau. Les pistons 76 et 78 sont constitués d'une matière plastique telle que du "Nylon". Il va de soi que ces pistons peuvent être constitués de toute autre matière appropriée.
Comme le montre la figure 3, il est prévu des dispositifs d'alimentation en liquide (par exemple de l'huile de lubrification) sous pression de chaque cylindre 80 et 82 de manière à pousser leurs pistons 76 et 78 contre les plaques terminales 62 de leurs rouleaux associés 20. Des joints 84, de préférence en matière du genre caout- chouc, sont disposés à l'intérieur et autour de la périphérie de chaque cylindre 80 et 82 et sous leurs pistons respectifs afin d'em- pêcher les fuites de liquides autour des pistons. Une pompe 86, de préférence entraînée par le moteur ou l'arbre d'entrée 22, est pré- vue pour alimenter en liquide sous pression les cylindres 80 et 82.
La pompe 86 reçoit du liquide d'une canalisation d'alimentation 88 et l'envoie dans une canalisation à haute pression 90. Une soupape de by-pass réglable 92 agit lorsqu'elle est ouverte de manière à renvoyer du liquide du côté sertie de la pompe vers son entrée par l'intermédiaire d'une canalisation basse pression 94 et d'une soupape de sûreté 96. La soupape de sûreté 96 est réglée pour une pression relativement basse de l'ordre par exemple de 2,1 kg/cm2.
Une seconde soupape de sûreté 98 est réglée pour une pression rela- tivement élevée de l'ordre par exemple de 21 kg/cm2. La valeur réel- le de la pression dans la canalisation haute pression 90 dépend de la position de la soupape 92, le réglage de la soupape 98 détermi- nant seulement la valeur maximum de la pression dans la canalisation 90. La pression dans la canalisation 94 est constante et dépend du
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réglage de la soupape de sûreté basse pression 96. La canalisation haute pression 90 est reliée par l'intermédiaire d'une soupape de contrôle 100 à un conduit 102 traversant l'une des extrémités de chaque tourillon 66 de rouleau.
Chaque conduit 102 de tourillon @ débouche dans des conduits radiaux 104 qui communiquent avec un anneau 106 de la douille adjacente 68, cette douille comportent des trous radiaux 108 reliant l'anneau 106 avec un anneau 110 du bloc associé 64. Un conduit 112 ménagé dans chaque bloc 64 est relief par son anneau 110 avec le groupe cylindre-piston 60, 76. De façon similaire, la canalisation basse pression 94 est reliée à chaque groupe cylindre-piston 82, 78 par un passage 114 et une soupape llé à l'autre extrémité de chaque tourillon 66 et par des conduits de la douille 69 et un conduit 118 ménage dans le corps 64 du support asse cié. Des joints appropries 120 sont prévus aux extrémités des douilles 68 et 69.
Chaque cylindre 80 comporte un conduit de décharge étrangle 122 et chaque cylindre 82 un conduit de décharge étranglé 124, ces conduits débouchant au travers des blocs 64 dans le volume compris entre les disques toriques 12 et 14. De même;, chacun des cylindres basse pression 82 est pourvu d'une paire de ressorts de compression 126 poussant le piston 78 contre la plaque terminale as- sociée 62 du rouleau. De plus l'huile envoyée dans la canalisation basse pression 94 peut, comme le montre la figure 3, être aussi utilisée pour lubrifier la transmission.
La force de traction tangentielle exercée sur un rouleau 20 par la surface torique du disque d'entrée 20 en ses points de contact avec le rouleau est indiquée en ? sur la figure 3, la flèche désignant le sens de rotation destrorsum de la surface torique 14 et de son arbre d'entrée 22. La surface torique 16 du disque de sor- tie 12 exerce une force, orientée de façon similaire, sur le rouleau; 20, parallèle à la force F mais appliquée en un point diamétra- lèsent opposé du rouleau.
Ces deux forces de traction parallèles appliquées au rouleau engendrent un moment de pivotement tendant à
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faire basculer celui-ci autour de l'arête de sa nervure en V ?Or ce moment de pivotement étant orienté dans le cens sinistrorsum suivant la figure 3.
Chaque paire de pistons 76 et 78 exerce également un moment de pivotement sur leur rouleau associe 20, ce qui tend à fai- re basculer le rouleau autour de l'arête de sa nervure support 70.
Le cylindre 82 de chaque piston 78 est relié à la canalisation à basse pression constante 94. Par conséquent, chaque piston78 exerce un moment de basculement sensiblement constant sur son rouleau du fait que la poussée du fluide contre le piston et la force du ressort 126 le sollicitant sort sensiblement constantes. Le cylindre
80 recevant chaque piston 76 est relié à la canalisation haute pression 90. La pression dans cette canalisation est réglable et'est contrôlée par la soupape 92 qui permet de faire varier la for- ce exercée par chaque piston 76 sur son rouleau. Par conséquent un réglage d'ouverture ou de fermeture de la soupape 92 permet de faire décroître ou croître la pression sollicitant les pistons 76.
En marche normale, chaque piston 76 exerce sur la plaqua terminale
62 du rouleau une force supérieure à celle développée par le piston associé 78 de sorte que le moment de basculement exercé par chaque paire de pistons 76 et 78 sur un rouleau 20 autour do l'arête de sa nervure d'appui en forme de V 70 est orientée dans le sens dextrorsum comme le montre la figure 3, et l'oppose et équilibre normalement le moment de pivotement exercé, dans le sens sinistror- sum, par les forces F appliquées .au rouleau et développées par les surfaces toriques 14 et 16.
Du fait que les deux disques toriques 10 et 12 tournent dans des sens opposés, tout basculement d'un rouleau 20 autour de l'arête et sa nervure d'appui 70 provoque la précession du rouleau autour de son tourillon de manière à changer sa position de réglage de rapport de vitesse.
Par exemple, si la soupape 92 est réglée à une valeur déterminée, la pression exercée par chaque piston 76 augmentera de façon à faire basculer le rouleau associé dans le sens dextrorsum (fig. 3) autour de sa nervure d'appui 70. Ce basculement
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provoquera la procession du rouleau autour de son tourillon 66 de manière à augmenter la vitesse du disque 12, c'est-à-dire que le point de contact de chaque rouleau 20 se déplace radialement vers l'intérieur sur la surface 16 du disque de sortie et radialement vers l'extérieur sur la surface 14 du disque d'entrée.
Ce mouvement de changement de rapport de vitesses de chaque rouleau dans une di- rection correspondant à l'augmentation de la vitesse de sortie se traduit par une augmentation des forces de traction exercées par les surfaces toriques sur le rouleau, de sorte que ce mouvement de cha- que rouleau continue jusqu'à ce que les moments de pivotement autour de sa nervure d'appui 70 soient à nouveau équilibrés.
De la même manière, un réglage d'ouverture de la soupape 92 provoque une réduction de la pression exercée par chaque piston 76, de sorte quo chaque rouleau 20 bascule dans le sens sinistrorsum (fig. 3) autour de sa nervure d'appui 70* Ce basculement dans le sens sinistrorsum provoque une précession de chaque rouleau dans un sens correspondant à une diminution de la vitesse du disque de sor- tie 12. C'est maintenant le point de contact de chaque rouleau 20 qui se déplace radialement vers l'extérieur sur la surface du disque de sortie 16 et radialement vers l'intérieur sur la surface du disque d'entrée 14.
Cette précession de chaque rouleau 20 se traduit par une réduction des forces de traction exercées par les surfaces, de disque torique sur chaque rouleau, de sorte que la précession continue jusqu'à ce que les moments de basculement exercés sur cha- que rouleau -autour de sa nervure d'appui 70 soient à nouveau équili- brés. Chaque rouleau prend alors automatiquement une position de réglage de rapport de vitesses, indépendamment des autres rouleaux, ? et pour laquelle les moments de basculement sont en équilibre. Les ressorts 126 exercent une poussée constante tendant à faire basculer chaque rouleau dans un sens correspondant à une diminution de la vitesse à la sortie de la transmission.
Ce mouvement de basculement indépendant des rouleaux per- met la précession de chaque rouleau en une position de réglage de
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rapport de vitesses où les forces appliquées au rouleau sont équili- brées, auquel cas, Ainsi qu'on l'a déjà dit, des différences dans les charges transmises par les rouleaux et résultant de causes telles que des imprécisions et des tolérances de fabrication, des défauts d'alignement et l'équivalent sont minimisées. On remarquera. que la prévision des ouvertures de décharge 122 et 124 sert à Inadaptation de la poussée hydraulique sur chaque piston 76 et 78 en réponse à un déséquilibre des moments de pivotement exercés sur leur rouleau associé autour de la nervure d'appui 70.
Dans toutes les positions de réglage de rapport de vites- ses d'un rouleau 20, sa nervure d'appui 70 est située dans un plan passant par l'axe de la transmission et est perpendiculaire à l'axe du rouleau 20 et à l'axe du tourillon 66; cette nervure forme un guide le long duquel le rouleau 20 peut se déplacer librement afin d'équilibrer les efforts de contact sur les deux surfaces toriques 14 et 16, Ceci réduit la charge axiale entre les disques toriques 10 et 12 et assure une valeur correcte à la pression exercée aux deux points de contact du rouleau 20 avec les deux surfaces toriques.
Lorsqu'il n'est pas prévu de liberté de déplacement de chaque rouleau 20 entre les disques toriques 10 et 12 dans un plan passant par l'.axe de transmission, la pression de contact d'un rou- leau 20 contre un disque peut être supérieure à celle exercée contre l'autre disque du fait de tolérances ou d'erreurs de fabrication, etc.
En ce cas, il faudrait exercer une charge axiale excessi. vement élevée sur les deux disques pour empêcher le glissement du rouleau sur le disque présentant la plus faible pression de contact avec le rouleau.
La disposition représentée, dans laquelle chaque rouleau 20 est écarté radialement vers l'intérieur de la ligne médiane 18 du tore, réduit encore la charge axiale exigée pour les rouleaux 20 entre les disques toriques 10 et 12 par comparaison à la précédente disposition où chaque rouleau était disposé sur la ligne médiane 18
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du tore.
Le dispositif à cames et cales 38 sollicite axialement les rouleaux entre les disques 10 et 12 proportionnellement au couple d'entrée. La force réelle de contact entre la surface du tore d'en- trée 14 et un rouleau 20 est égale au produi t de la force axiale exercée sur le rouleau par l'inverse du cosinus de l'angle fait par l'axe de transmission et la normale à la surface torique au point de contact de celle-ci avec le rouleau. Cet angle varie évid@@ent on fonction de la position de réglage de rapport de vitesses du rouleau et pat conséquent la pression réelle de contactvarie en conséquence.
Si les rouleaux sont disposés sur la ligne médiane du tore et que le couple d'entrée est constant et si d'autre part la force de contact appliquée au rouleau est suffisante pour empêcher le gli@@ement du rouleau lorsque sa position de réglage de rapport de vitesses correspond à un vitesse de sortie lente la force de contact appliquée au rouleau deviendra excessive lorsque le rouleau sera déplacé dans une position correspondant à une vitesse élevée.
Cependant, si la position de chaque rouleau est, comme cela est représente, écartée radialeaent vers l'intérieur de la ligne médiane 18 du tore, une courbe donnant la variation de la force réelle de contact appliquée à un rouleau en fonction de la position de réglage de rapport de vitesses de ce rouleau a un profil approché de celui de la courbe de la force de contact nécessaire pour empêcher le glissement dans les différentes positions do régla- ge de rapport de vitesses* Les rouleaux sont avantageusement écartés'; radialement vers l'intérieur de la ligne Médiane du tore et d'une distance approximativement égale à la moitié du rayon des surfaces 14 et 16 à partir de la ligne 18.
On évite ainsi une pression de contact excessive pour le rouleau pour des positions de réglage de rapports de vitesses élevés.
Il est également prévu des dispositifs d'amortissement des mouvements de basculement de chaque rouleau 20 autour de l'arête de sa nervure d'appui 70. Les conduits étranglés 122 et 124 et les soupapes de contrôle 100 et 116 assurent cet amortissement. Par con- poquent tout basculement dans le sens dextrorsum du rouleau 20
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(fig. 3) provoque le refoulement du liquide hors du cylindre 82 par l'intermédiaire du conduit étrangle 124, la soupape de contrôle 116 empêchant le liquide d'être refoula du cylindre dans la canalisation 94. De façon similaire, le conduit 122 et la soupape de contrôle 100 amortissent un basculement dans le sens sinistrorsum du rouleau 20.
Il apparaît par conséquent que les étranglements 122 et 124 et les soupapes de contrôle 100 et 116 servent à amortir ou à retarder Ion mouvement* de basculement des rouleaux 20.
La prévision de tels dispositifs d'amortissement des mouvements de basculement des rouleaux 20 est particulièrement impor- tante dans le cas où la transmission est utilisée avec un appareil présentant un couple d'entrée ou de sortie assujetti à des pulsa- tions. Des pulsations de couple engendrent une variation des forces de traction appliquées à chaque rouleau en provoquant ainsi un dés- équilibre des moments de pivotement tendant à faire basculer le rouleau autour de l'arête de sa nervure d'appui 10.
Par conséquent, en l'absence de ces dispositifs d'amortissement des mouvements de basculement des rouleaux, ces pulsations de couple provoqueraient des oscillations des rouleaux modifiant le rapport dos vitesses. Il est évident que si la fréquence d'une oscillation de rouleaux venait à coïncider avec la fréquence naturelle de vibration d'une partie de la transmission, il y aurait résonance et il en résulterait des vibrations destructives.
Le problème des oscillations des rouleaux 20 modifiant le rapport de vitesses est aggravé par le fait que, lorsqu'un rou- leau bascule autour de l'arête de sa nervure d'appui la précession du rouleau, modifiant le rapport de vitesse, qui en résulte est dirigée dans le même sens que la force gyroscopique exercée sur le rouleau et tendant à le dévier. Si la vitesse de basculement est élevée, cette force gyroscopique sera grande et le rouleau tendra à dépasser la position dans laquelle ses moments de pivote. ment sont en équilibre et par conséquent le rouleau aura tendance ne pas conserver cette position. Cependant si la vitesse de bascule- ment est amortie, la force gyroscopique pourra alors être réduite
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de façon à être négligeable.
Comme on l'a déjà dit, le dispositif à cames et à cales
38 est placé sur le côté de la transmission qui est soumis à des variations du couple* Dans le cas d'une transmission d'automobile, le dispositif 38 est placé dit côte moteur et oblige par conséquent la charge axiale des rouleaux 20 entre les disques toriques à sui- vre les fluctuations du couple d'entrée. On peut prévoir un disposi- tif pour amortir les fluctuations de la charge axiale des rouleaux.
Par exemple, ce dispositif peut être tel que la charge axiale aug- mente brutalement en fonction de l'augmentation du couple, mais diminue plus lentement lorsque le couple décroît. Dans ce but, et comme le montre la fig. 1, un manchon cylindrique 130 entoure le mécanisme 38, ce manchon étant fixé sur l'arbre d'entrée 22. Ce manchon est orienté vers le disque torique 10 et une bague d'étan- chéité coulissante 132 est montée dans le manchon. Un ressert 134 pousse la bague en contact étanche avec 1'.arrière du disque torique 10. Le volume 136 fermé par le manchon 130 et la bague d'étanchéité est alimenté en liquide, par exemple, en liquide de lubrification.
Ce liquide arrive par une canalisation d'alimentation 138 du bâti 48, cette canalisation se terminant par un raccord tubulaire 140 monté dans un trou 142 à l'intérieur de l'arbre 22. Le trou 142 dé- bouche dans un conduit radial 144 qui communique avec le volume 136. Une soupape de contrôle 146 est disposée à l'intérieur du trou 142 et permet au liquide de pénétrer dans le volume 136 en empêchant sa sortie sauf par un étranglement 148.
Avec cette dernière conception, le dispositif' cames et cales 38 et le volume 136 qui l'entoure sont remplis de liquide ali- monté par l'intermédiaire de la soupape de contrôle 146 et qui peut seulement sortir par l'étranglement 148. En cas d'une légère augmen- talion du couple d'entrée, la came 28 tourne légèrement par rapport à la came 26 et la pression axiale sur la came 26 augmente en -accroissant légèrement le volume 136. La soupape de contrôle 146 permet une entrée immédiate de liquide dans le volume 136 pour le
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maintenir plein.
Lorsque le couple d'entrée décrotte le volume 136 tend à décroître Cependant, le seul trajet de sortie du liquide est l'étranglement 148, de sorte que la charge axiale des disques tori- ques décroît bien plus lentement que le couple, mais, lorsque celui- ci augmente, la charge axiale des disques toriques augmente de façon directement proportionnelle à l'augmentation du couple*
Si l'on monte un dispositif de sollicitation axiale simi- laire au dispositif 38 sur le côté sortie de La transmission en addition ou à la place du dispositif 38 du côte entrée, ce dispositif de sollicitation axiale pourra aussi être pourvu d'organes retardant la décroissance de la sollicitation axiale lors d'une réduction de couple.
Puisque chaque rouleau 20 prend automatiquement une posi- tion de réglage de rapport de vitesses dans laquelle les moments de basculement autour de son axe de basculement sont équilibres, il est nécessaire de prévoir des organes pour limiter les deux positions extrêmes de réglage de rapport de vitesses prises par le rouleau, Dans ce but, il ont prévu une paire de vis de butée 150 et 152 sur chaque couvercle de bâti, ces via étant destinées à entrer en contact avec des coins biseautés, diamétralement opposas 151 et 153 de la plaque terminale 62 du tourillon de rouleau adjacent 56. A ce sujet, on remarquera que chaque plaque terminale de rouleau a un profil carré.
Lorsqu'un rouleau 20 arrive dans sa position limite de vitesse de sortie élevée (fig. 6), la plaque' de rouleau 62 entre en contact avec une vis de butée 150. Si le rouleau a tendance à conti- nuer sa précession dans le sens des vitesses de sortie. élevées, la vis 150 l'obligera à basculer autour de l'arête de sa nervure d'ap- pui 70 dans une direction provoquant la précession du rouleau en sens inverse. De façon similaire chaque butée 152 limite la préces. sion de modification de rapport de vitesses du rouleau associé dans le sens des vitesses de sortie peu élevées. Chacune des butées 150 et 152 peut être réglée par vissage, de sorte que les positions
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limites de Chaque rouleau peuvent être réglées individuellement.
De môme comte le montre la figure 7, chaque butée 150 et 152 com- porte une broche 154 Montée élastiquement sur ressort, dépassait @ son extraite et poussée vers l'extérieur par un ressort 155. @ rôle des broches 154 poussées par des sessorts est de compenser des différences de réglage des butées pour les rouleaux. Par @ si un rouleau 20 entre en contact avec sa butée 150 ou 152 voit l'autre rouleau, la pression de contact entre le rouleau et la butée peut devenir excessive mais cet absorbée par la broche élastique 154.
Si le sens de rotation de l'arbre d'entrée 22 est inver- sé, de tagon à être sinistrorsum au lieu de dextrorsum, la direr- tion des deux forces tangentielles de traction F appliquées sur chaque rouleau 20 sera inversée également. Par conséquent, si l'ar- bre d'entrée était raccordé à un moteur ou à une autre source de puissance dont le sens de rotation est réversible, on devrait pré- voir des organes pour inverser la pression hydraulique et les for- ces élastiques sollicitant les piétons 76 et 78.
'De plus, on devrait, prévoir une seconde paire de butiez de limitation du déplacement de réglage de rapport de vitesses de chaque rouleau, l'une des paires 150 et 152, ayant leurs broches 154 pouvant entrer en contact, comme représenté, avec une paire de coins opposés de la plaque 62 du rouleau tandis que, pour le sens de rotation inverse, les broches correspondantes d'une seconde paire de butées entreraient en con- tact avec des coins diamétralement opposés de la plaque* La figure 3A met en évidence une Modification de la transmission permettant de tenir compte de la réversibilité de l'arbre d'entrée.
Comme le montre la figure 3A, les canalisations haute et basse pressions 90 et 94 sont respectivement reliées à des conduits 102 et 114 aboutissant aux cylindres 80 et 82 des rouleaux par l'intermédiaire d'un distributeur-inverseur 160, de sorte que lors- que celui-ci est dans la position représentée en traits pleins, les liaisons hydrauliques sont celles de la figure 3. Deux paires de butées sont prévues pour chaque rouleau 20, l'une des paires
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150 et 152 étant celle déjà décrite et l'autre paire 150R et 152R étant prévue pour la rotation de l'arbre d'entrée 22 en sens inverse.
Sur la figure 3A chacune des butées est, au lieu d'être fixe, arti- culée en 162 et un ressort 164 pousse la butée associée en position de travail contre un butoir 166. Chaque butée comporte également un électro-aimant 16B destiné à la faire pivoter dans une position de repos lorsque l'électro-aimant est excita*
Les électro-aimants 168 des buttée 1$OR et 152R sont re- liés à un contact 170 tandis que les électro-aimante 150 et 152 sont reliés à un contact 172,
ces contacts étant disposes de manière à être électriquement sollicités par la poignée 174 du distributeur inverseur 160 dans les deux positions limites de cette poignée* Le contact 170 est disposé de manière à être sollicité par la poignée 174, du distributeur inverseur 160 lorsque celui-ci est dans la position en traits pleins. Dans cette position du distributeur 160, un circuit passant par les électro-aimants 168 des butées 150R et 152R est fermé de sorte que les butées sont ramenées en position de repos.
Dans cette position du distributeur, le contact 172 n'est pas sollicité par la poignée 174, de sorte que les électro -aimants 168 des butées 150 et 152 sont désexcité! et que les ressorts 164 agissent de façon à ramener les butées dans leur position de travail.
Une seconde série de ressorts 126R correspondant aux ressorts 126 des pistons 78 sont prévus pour le piston 76 de chaque rouleau 20 et agissent lorsque le sens de rotation de l'arbre d'en- ' trée est inverse. Sur la figure 3A, chaque ressort 126 et 126R est monté de façon à être appliqué contre son piston 78 et 76 respecti- vement par une armature 176 d'électro-aimant 178 lorsque celui-ci est excité. L'enroulement 178 d'électro-aimant de chaque ressort 126 est relie au contact 170 tandis que l'enroulement 178 de chaque ressort 126R est relié au contact 172.
Par conséquent, lorsque l'in- verseur 160 est dans la position en traits pleins, les enroulements d'électro-aimant 178 des ressorts @26 sont excités de façon à main- tenir les armatures 176 des ressor@@ 126 dans leur position relevée de façon à faire agir ces ressort: pour exercer une petite poussée
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contre leurs pistons 78. En même temps, les enroulements d'électro- ; aimant 178 des ressorts 126R sont désexcites de sorte que chaque ressort 126R devient inactif.
Il apparaît que, lorsque l'inverseur 160 est dans @@ position en traits pleins, les forces hydrauliques et élastique sollicitant les pistons 75 et 78 et les butées 150 et 152 inter viennent comme dans la description faite en référence à la figure 3.
Lorsque le sens de rotation de l'arbre d'entrée 22 est inversé, la poignée 174 de l'inverseur 160 est déplacée dans sa position en traits mixtes. Dans cette position, les liaisons hydr@@- tiques avec les cylindres 80 et 82 de chaque rouleau sont inversé@ De plus, le circuit électrique est maintenant coupé au contact @ et fermé au contact 172. Par conséquent, les électro-aimante 168 des butées 150R et 152R sont alors désexcités de sorte que les res- sorts 164 agissent de façon à ramener les butées 150R et 152R dans leurs positions de service où elles limitent la précession des rou- leaux 20.
De façon similaire, les électro-aimants 168 des butées 150 et 152 sont alors excités et ramènent les butées dans leur posi- tion de repos. De plus, lorsque le circuit est coupé en 170 et fermé en 172, les enroulements des électro-aimants 178 associés aux ressorts 126 sont désexcités de sorte que les ressorts 126 n'inter- viennent pas ultérieurement et que les ressorts 126R exercent alors une poussée légère contre leur piston 76. Par conséquent, en plus de l'inversion des liaisons hydrauliques, les butées 150R et 152R ainsi que les ressorts 126R entrent en action tandis que les butées 150 et 152 et les ressorts 126 sont efficaces.
Comme le montrent les figures 1 à 7, la transmission rep@@ sentée comporte trois rouleaux 20 répartis uniformément sur une circonférence. Il va de soi cependant que l'on pourra prévoir un nombre quelconque de rouleaux dans cette transmission ainsi que dans celles des figures 8, 9 et 10 à 12. De même, il ne peut y avoir qu' un rouleau 20 monté sur un tourillon 66. Comme cela est décrit dans le brevet U.S. n 2.850.911, plusieurs rouleaux peuvent être asso- clés de façon à être soutenus par un seul pivot de changement
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de rapport de vitesses.
Au lieu d'une pointe en forme de V telle que celle constituée par la nervure 70 pour permettre au rouleau des mouve- ments de basculement et de glissement, on peut prévoir un pivot* Une disposition de ce genre est représentée sur les figures 8, 9.
La transmission des figures 8, 9 est équivalente à celle des figures 1 à 7 excepté pour des détails du support de chaque rouleau,
Dans la transmission des figures 8, 9, chaque rouleau 20 est tourillonné sur une fusée 200 qui comporte une partie 202 fai- sant saillie du rouleau radialement vers l'extérieur. Un pivot 204 est porté par la partie de fusée 202 et son axe est parallèle à, mais légèrement écarté radialement vers l'extérieur, d'une ligne passant par les points de contact du rouleau 20 avec les deux surfa- ces toriques. Les extrémités extérieures de chaque pivot 204 sont tourillonnées dans un bloc 206 et un jeu approprié est prévu entre le bloc et la partie de fusée de rouleau 202 pour permettre au rou- leau et à son pivot 204 de glisser le long de l'axe du pivot par rapport au bloc support.
Le bloc support 206 est lui-même monté sur un pivot 66 de manière à permettre au rouleau 20, en pivotant autour de l'axe de ce dernier pivot, de modifier le rapport des vitesses de la transmission. Comme on l'a dit plus haut, l'axe de chaque pi- vot 66 est tangent à la ligne médiane 18 du tore et est disposé dans un plan perpendiculaire à l'axe de transmission.
Chaque bloc support comporte une partie intermédiaire creuse 208 présentant une cavité cylindrique 210 à l'intérieur de laquelle peut coulisser un piston 212 le long du pivot 66 qui tra- verse ce bloc. La partie intermédiaire 208 du bloc comporte une ouverture sur le coté adjacent à son rouleau 20, ouverture dans la. quelle est engagée la partie de fusée 202 et des bras fourchus dis- posés à l'extrémité de cette partie en saillie. Les bras fourchus 214 sont à cheval sur une portion médiane de diamètre réduit 216 du piston 212, de sorte qu'un mouvement du piston le long du pivot 66 est transmis par l'intermédiaire de ces bras pour provoquer le basculement du rouleau 20 autour de l'axe du pivot 204.
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Un ressort 218 agit sur une race de chaque piston 212 de manière à pousser le rouleau pour qu'il bascule dans le sens sinistrorsum, autour de l'axe du pivot 204* Ces ressorts 218 supports de rouleau des figures 8, 9 sont équivalents aux @ 126 des figurée 1 à 7. Pu liquide à une pression relativement @ est envoyé dans la chambre 222 d'un côté du piston 212 et en pas- sant par le conduit 114 ménagé dans le pivot 66 et du liquideune pression relativement élevée mais réglable est envoyé dans la cham- bre 220 de l'autre côté du piston 212 et par le conduit 102 ménagé dans le pivot 66.
Des joints appropriés 224 et des paliers 226 sont prévus entre chaque pivot 66 et son bloc-support associé 206.
Comme sur les figures 1 à 7, des ouvertures de décherse @ étranglement 228 et 230 sont prévues pour les cylindres 220 et 222
Les forces hydrauliques agissant sur chaque piston 212 en association avec la force du ressort 218 exercent normalement un , moment de pivotement dextrorsum (fig. 9) sur chaque rouleau autour de l'axe de son pivot 204 tandis que les forces de traction appli- quées sur le rouleau exercent un moment de pivotement sur celui-ci autour de cet axe, dans le sens dextrorsum (fig. 9) par rapport à la surface torique 14. De même chaque rouleau 20 peut glisser libre- ment le long de l'Axe de son pivot 204 entre les disques toriques 10 et 12.
Il apparaît que l'opération de changement de rapport de ' vitesses effectuée par Chaque rouleau 20 des figures 8 et 9 est essentiellement la même que sur les figures 1 à 7. De même la liber- té de déplacement de chaque rouleau 20 le long de l'axe de son pivot de basculement 204 sert à égaliser les pressions de contact de cha- que rouleau sur les deux disques toriques 10 et 12 de la même ma- nière que pour les figures 1 à 7 du fait de la liberté de déplacement de chaque rouleau 20 le long de sa nervure support 70.
Sur les figures 1 à 7 et sur les .figures 8 et 9, le mou- vement de précession de chaque rouleau 20 est obtenu en obligeant chaque rouleau à basculer autour d'un axe parallèle à mais légèrement
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écarté radialement vers l'extérieur d'une ligne reliant les pointe de contact du rouleau avec les deux surfaces toriques. Ce mouvement de procession des rouleaux peut aussi être obtenu en faisant glisser chaque rouleau le long d'une tangente à la ligne médiane du tore (Fig. 10, 12).
Sur les figures 10 à 12, chaque rouleau 20 est tourillonne sur une fusée 300 qui comporte une plaque terminale 302 à son extré- mité écartée de l'axe de la transmission. La plaque terminale 302 de chaque fusée de rouleau comporte une paire d'oreilles 304 placées en des endroits diamétralement opposés de la plaque, chaque oreille étant reliée par une paire de biellettes 306 au bloc- support 308 du rouleau.
Chaque bloc-support 308 de rouleau est tourillonné sur un pivot 66 de façon à permettre, en vue du changement du rapport de vitesses, le pivotement du rouleau autour de l'axe du pivot. Comme dans les autres variantes, l'axe de chaque pivot 66 est tangent à la ligna médiane 18 du tore et est situé dans un plan perpendiculaire à l'axe de transmission. Des broches 310 et 312 assurent le montage pivotant des toilettes 306 sur la plaque terminale associée 302 et sur le bloc-support 308, ces broches étant parallèles au pivot 66 du bloc-support.
Les biellettes 306 assurent une liberté de mouvement chaque rouleau entre les disques toriques 10 et 12 de manière à équi- librer les charges de contact de chaque rouleau 20 sur les surfaces toriques 14 et 16 des disques* Par conséquent, le déplacement du rouleau autorisé par les biellettes 306 est équivalent à la liberté de déplacement de chaque rouleau le long de son guide 70, suivent les figures 1 à 7, et à la liberté de mouvement de celui-ci le long de l'axe de son pivot de basculement 204 des figures 8 et 9.
Par conséquent, dans chacune des variantesreprésentées, chaque rouleau 20 a une liberté de mouvement ent@e les disques toriques dans une direction perpendiculaire à l'axe du rouleau et à l'axe de son pivot 66 de manière à égaliser les charges de contact de chaque rouleau
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sur les deux surfaces toriques 14 et 16.
Chaque bloc-support de rouleau 308 peut non seulement pivoter Autour de l'axe de son pivot 66 mais est également mobile axialement le long de celui-ci* Des paliers approprias 314 pour rouleau sont prévus entre chaque bloc 308 et le pivot 66 pour pe@ mettre ledit mouvement de glissement axial le long du pivot 66 un minimum de frottement ainsi que pour permettre le pivotement du rouleau autour de l'axe de ce pivot, pivotement modifiant le rapport do vitesses de la transmission.
Chaque bloc-support 308 a une structure en plusieurs pièces dont la pièce intermédiaire comporte un trou cylindrique 316 dans lequel coulisse un piston 318. Le piston 318 est fixé sur le pivot 66 qui est lui-même fixe dans la structure 48., le piston divisant le trou en deux chambres 320 et 322.
Un ressort 324 est disposé dans la chambre 322 entre le piston 318 et une extrémité du bloc-support et pousse le bloc et son rouleau 20 axialement vers la gauche par rapport au piston repré- sente sur la figure 11. Lorsque la surface 14 du disque torique d'entrée tourne dans le sens dextrorsum (fige 11), les forces de traction appliquées au rouleau 20 sont dirigées vers la gauche et un mouvement linéaire du rouleau 20 vers la gauche provoque une pré- cession de ce rouleau autour du pivot 66 dans une direction corres- pondant à une décroissance de la vitesse du disque de sortie 12.
Chaque ressort 324 pousse également son rouleau 20 vers la gauche (fig. 11). Il apparaît par conséquent que le ressort 324 des figura 10 à 12 a un rôle équivalent aux ressorts 126 et 218 des figures 1 à 7 et 8, 9 respectivement.
Du liquide à une pression relativement basse est envoyé dans la chambre 322 par le conduit 114 ménagé dans le pivot 66 et du liquide à une pression relativement élevée mais réglable est envoyé dans la chambre 320 par le conduit 102 ménagé dans le pivot 66. De même les chambres 320 et 322 sont pourvues d'ouvertures de décharge , à étranglement 326 et 328. Des joints 330 sont disposés dans les paliers 314 entre le bloc-support 308 et le pivot 66.
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Du fait de la rotation dans le sens dextrorsum (fig. 11) de la surface torique 14, les forces de traction appliquées sur le rouleau 20 de la figure 11 sont dirigées vers la gauche et sont contrebalancées par la combinaison des forces hydrauliques déve- loppées dans les chambres 320 et 322 et la poussée du ressort 324 sur le bloc-support 308 du rouleau.
Toute augmentation de la pres- sion dans la chambre de haute pression 320 provoque un déplacement linéaire vers la droite du bloc-support 308 et de son rouleau 20 le long du pivot 66,, Ce mouvement du rouleau 20 par rapport aux sur- faces toriques 14 et 16 provoque la procession de ce rouleau autour de l'axe du pivot 66 dans une direction correspondant à une augmen- tation de la vitesse de la surface torique du disque de sortie 16 jusqu'à ce que les forces appliquées sur le rouleau soient à nouveau équilibrées.
L'opération de changement du rapport de vitesses effec- tuée par les rouleaux 20 des figures 10 à 12 est aussi sensiblement identique à celle des rouleaux des figures 1 à 7. Le contrôle des pressions hydrauliques dans les deux chambres 320 et 322 des figures 10 à 12 et dans les chambres 220 et 222 des figures 8, 9 sont les mêmes que celui des pressions dans les chambres 80 et 82 de la figure 3*
Sur les figures 8. 9 ainsi que sur les figures 1 à 7, la procession du rouleau 20 assurant le changement du rapport de vitesses est provoquée par basculement du rouleau autour d'un axe adjacent et parallèle à une ligne passant par les points de contacts du rouleau avec les deux surfaces toriques 14 et 16.
Par conséquent, des butées similaires aux butées 150 et 152 sont avantageusement prévues pour limiter la précession des rouleaux déterminant le chan- gement du rapport de vitesses de la transmission*
Sur les figures 10 à 12 cependant, la précession de cha- que rouleau 20 est provoquée par un mouvement linéaire parallèle à l'axe de son pivot 66.
En conséquence, les butées 150 et 152 des figures 1 à 7 ne pourraient pas être utilises sur les figures 10 et
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12. ,AU lieu de cela une paire de butées ou de butoirs 332 et 334 sont prévu* sur des saillies de l'élément de bâti 48 de chaque bloc- support 308 en vis-à-vis des moyeux 336 et 338 existant aux deux extrémités du bloc-support 308* Les moyeux 336 et 338 ont des pro- fila 340 et 342 jouant le rôle de carnet disposées de façon à entrer en contact respectif avec les butoirs 332 et 334 dans les positions extrêmes du roseau 20.
Par conséquent lorsqu'un rouleau 20 se dépla- ce dans le sens sinistrorsum ( fig. 10) et atteint sa position limite correspondant une vitesse de ortie minima, toute précession ulté- rieure du rouleau 20 dans cette direction provoque un glissement de la came 342 sur le butoir 334 qui oblige le rouleau 20 à se dépla- cer vers la droite, et par conséquent dans une direction qui modifie en seng inverse le rapport de vitesses, De façon similaire chaque butoir 332 et la came associée 340 limitent la précession du rouleau dans le sens des vitesses de sortie maxima.
Chaque butoir 332 et 334 comporte avantageusement une bro- che sollicitée par ressort qui dépasse de celui-ci de façon similai- re à la broche 154 des butées 150 et 152. Chaque broche 154 des butées 150 et 152 ou des butées 332 et 354 est déplacée élastique- ment vers l'intérieur lorsqu'elle est sollicitée par un rouleau atteignant sa position limite. Il est évident que ce mouvement élas- tique d'une broche 154 pourrait être utilisé pour déplacer une sou- pape afin de faire varier la pression exercée sur le rouleau 20 et d'inverser la direction de sa précession au lieu d'obtenir ce résul- tat par basculement du rouleau (fig. 1 à 7 et 8, 9) ou par déplace- ment linéaire du rouleau (fig. 10 à 12).
Comme sur la figure 3A, une seconde paire de butées de limitation de précession et une soupape d'inversion de liaisons hydrauliques peuvent être prévues dans la variante des figures 10 à 12 ainsi que dans celle des figures 8, 9 au cas où l'arbre d'entrée de la transmission est réversible. Dans chacune des variantes repré- sentées, des orifices d'étranglement ont été prévus pour permettre l'évacuation de faibles quantités de fluide hors des chambres ména- gées dans les blocs-supports des rouleaux 20. Cependant il va de
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soi que les paliere entre chaque bloc-support et son pivot 66 peu- vent être connue de manière à permettre cet échappement de fluide.
Comme sur les figures 1 à 7, des soupapes de contrôle (non représentées) sont prévues dans les canalisations d'alimenta- tion en fluide 102 et 114 ménagées dans les pivots 66 des figures 8, 9 et des figures 10 à 12. Ces soupapes de contrôle ainsi que les orifices d'étranglement 228 et 230 des figures 8, 9 et les orifices 326 et 328 des figures 10 à 12 servent à amortir les mouvements de chaque rouleau en travers des surfaces toriques de manière similaire à l'amortissement des mouvements de basculement du rouleau suivant les figures 1 à 7.
Les orifices d'étranglement (122 et 124 de la fig. 3, 228 et 230 de la fig. 9 et 326 et 328 de la fig. 11) des deux cy- lindres du bloc-support de chaque rouleau assurent l'amortissement des mouvements du rouleau. Il va de soi qu'à la place de tels ori- fices d'étranglement, on pourrait prévoir des étranglements dans chacun des conduits d'admission 102 et 114 auxdites chambres. On pourrait alors supprimer aussi les soupapes de contrôle 100 et 116.
De même, au lieu d'utiliser le circuit hydraulique commandant les mouvements de précession des rouleaux pour l'amortissement des mou- vements des rouleaux, il rentre dans le champ de l'invention d'utili- ser des dispositifs indépendants de ce circuit hydraulique pour amor- tir les mouvements du rouleau.
Comme cela a été dit, les pressions de commande des rou- leaux sont exercées par des liquides. Mais il va de sol cependant que ces pressions pourraient être exercées par un gaz au lieu d'un liquide.
Bien entendu l'invention n'est pas limitée aux exemples de réalisation ci-dessus décrits et représentes, on pourra au besoin recourir à d'autres modes et formes de réalisation sans pour cela sortir du cadre de l'invention.
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O-ring type transmission.
Toric transmissions are known in which each roller is mounted so as to be able to tilt independently author of a parallel axis. But spaced apart by a line passing through the points of contact of the roller with each toric surface, so that the tangential forces of traction applied to each rollers at the contact points exert a pivoting torque on each roll relative to said pivot axis.
In addition, each roller is provided with a spring which develops a force opposing the pivoting torque generated by the tangential forces, in which case each roller traverses, automatically and independently of the other rollers, the associated toroidal surfaces as far as a position, corresponding to a speed ratio, in which the pivoting moments exerted by the tangential forces and the
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spring forces are balanced. This independent tilting cover of each roll serves to reduce differences in the contact forces of the rolls resulting from causes such as inaccuracies and manufacturing tolerances, misalignment or the like.
With respect to these devices, the present invention relates to a transmission of the toric type characterized by input and output elements comprising coaxial toroidal surfaces facing each other and several rollers distributed over a circumference and arranged between and in contact with these surfaces so as to transmit a torque between the input element and the output element which makes it possible to obtain a toroidal transmission at variable speed.
According to another characteristic, the device for supporting each roller comprises a pivot allowing the displacement and causing the modification of the speed ratio, of this roller across the toric surfaces by pivoting about an axis spaced from the axis of the surfaces. toric and located in a plane placed between these toric surfaces and perpendicular to the axis thereof, each roller being disposed radially towards the inside of this pivot axis relative to the axis of the toric surface.
According to another characteristic, each roller support device comprises members allowing the movement of the roller in a second way, so that in response to a movement in this second way, a movement of the roller causing the modification of the speed ratio is initiated around its pivot axis and that a freedom of movement of the roller between these toroidal surfaces equalizes the contact pressures of the roller on these toric surfaces.
According to another characteristic of the invention, roller control devices are provided with members intended to exert a pressure developed by a fluid on each roller, so as to influence the movement of the roller in the second manner in order to initiate the movement. of the roller causing the gear ratio to change, each roller being
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capable of moving in the second way independently of corresponding movements of the other rollers.
According to another characteristic of the invention, a device comprising a fluid flow restriction is provided for each roller so that during a movement of the roller in the second way the vibrations of this roller are damped,
The invention also extends to the following characteristics and their various possible combinations.
A transmission according to the invention is shown by way of nonlimiting example in the accompanying drawings in which:
Figure 1 is an axial section of a transmission according to the invention;
FIG. 2 is a section taken on line 2-2 of FIG. 1 showing in elevation in particular the rollers and their support;
FIG. 3 is a section on an enlarged scale of a roller and its support; also taken along the line 2-2 of FIG. 1;
FIG. 3a is a view showing a modification making it possible to take account of a reverse rotation of the input shaft;
Figure 4 is a sectional view taken on line 4-4 of Figure 3;
Figure 5 is a sectional view taken along line 5-5 of Figure 1 but with the cover removed;
FIG. 6 is a view showing the roller of FIG. 1 in a speed variation limit position;
Figure 7 is a sectional view of one of the stops taken on line 7-7 of Figure 6; Figure 8 is a view similar to Figure 1 showing a modified construction;
Figure 9 is a section along the. line 9-9 of Figure 8;
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Figure 10 is a view similar to Figure 1 showing another modification;
Figure 11 is a section taken on line 11-11 of Figure 10;
Figure 12 is a section taken on line 12-12 of Figure 10.
The present invention involves a hydraulic device exerting on each roller a pivoting moment which balances the pivoting moment exerted by the tangential tensile forces of the toric surfaces on each roll about the tilting axis of the roller so so that each roller moves, automatically and independently of the other rollers, to a position, corresponding to a speed ratio, in which said pivot moments are in equilibrium.
Another object of the invention consists in providing a device for damping the tilting movements of the rollers.
This last characteristic is important in the case where the transmission is subjected to fluctuations in resistive torque, for example in the case of transmissions of motor vehicles.
The roll damper device is hydraulic and may be part of the hydraulic balancing device of each roll.
Instead, the tilting of each roller takes place around an axis parallel to a line passing through its points of contact with the toric surfaces so as to generate a precession or a displacement of the roller along the toric surfaces to obtain a variation of the speed ratio, in this transmission there is provided a device causing the precession of the roller by independently moving the latter along a linear path tangent to the center line of the toric surfaces.
Accordingly, the present invention also aims to provide a roll support in which each roll is movable, automatically and independently of the other rolls, along a linear path.
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parallel to a tangent to the center line of the toric surfaces at a point adjacent to the roller, this in response to variations in the tangential tensile forces Not exerting on the rollers their points of contact with the toric surfaces, so as to move the roller to change the ratio of vi @@@ With the latter arrangement, each roller is pushed along said linear path by a hydraulic force opposed to the tangential tensile forces so that each roller moves,
automatically and independently of the other rollers, on the toric surfit * up to a position, corresponding to a *, speed input, where said forces are in equilibrium. Another object of the invention consists in providing a device for damping the linear movements of the roller, for example by realizing this damping device as part of the hydraulic force balancing device *
This invention also enables a novel arrangement to be created to reduce the differences between the contact pressures at the two points where the roller touches the toric surfaces.
Without this arrangement, excessive contact forces would be required to prevent slipping at the most stressed point of contact of the roller with the toric surfaces.
According to the invention, each roller is mounted so as to have freedom of movement between its toroidal surfaces and in a radial plane passing through the transmission axis, so that each roller can move freely in this plane in such a manner. to reduce the differences between the contact pressures with the toric surfaces.
Since each roll is free to tilt or move linearly to arrive at a position, corresponding to a ratio of speeds, where the forms of baculation or linear movement of the roll are balanced, it is necessary to provide stops to limit the speed variation displacement of each roller. Another characteristic of the invention consists
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in anticipation of a new arrangement of stops to limit the speed variation displacement of each roller in one direction so that centered in contact of the roller with the stopper causes the roller to tilt or move linearly in a direction tending to reverse the displacement of speed variation of the roller.
A similar stopper is provided for the other gear ratio limitation position.
In this invention there is also provided a device causing the rapid increase in the axial load of the traction rollers between the O-rings in the event of an increase in resistive torque, but causing its relatively slow decrease in the event of a reduction in the resistive torque.
A device is also provided for varying the magnitude of the hydraulic force exerted on each roller in opposition to the tangential tensile forces so as to automatically bring about a precession of the rollers ensuring a variation in speed ratio.
The variable speed transmission made in accordance with this invention comprises input and output elements having toroidal facing and coaxial surfaces, several rollers disposed between and in contact with said surfaces in such a manner. transmitting the torque from the input element to the output element, a support for each roller comprising a pivot allowing the displacement of variation in speed of the roller across the toric surfaces by pivoting about a spaced axis of the axis of the toric surfaces and situated in a plane placed between the toric surfaces and perpendicular to their axis, each roller being disposed radially towards the inside of the pivot axis, with respect to the axis of the toric surfaces,
each roller support also includes a device allowing movement of the roller in a second mode so that in response to a movement following the second mode, a speed variation movement of the roller is initiated around its central axis. and that freedom of movement between the toric surfaces is ensured by the roller
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so as to balance the contact pressures of the roller on the, -% toric surfaces;
a roller control device comprising .. 'a member exerting fluid pressure on each roller so as to move it according to the second mode in order to initiate its shift encircling speed variation, each roller being able to move followed the second mode independently of the corresponding movements of the other rollers; and a device comprising for each roller a system for restricting the flow of a fluid occurring during the movement of the roller according to the second mode so as to. damping the vibrations of said roller during this movement.
This invention also provides for the production of a variable speed transmission comprising input and output elements having facing surfaces, of coaxial toroidal profiles, several rollers distributed circumferentially, arranged between and between. driving contaot with said surfaces ,, a device for mounting each roller allowing a first pivoting movement about a fixed axis so as to ensure a speed variation displacement across these surfaces and comprising a supporting device each roller for a second independent movement causing, in response to variations in the tangential forces exerted on the roller,
a movement of the roller ensuring the variation of the speed ratio; and a device comprising for each roller a fluid flow restriction system intervening during said independent movements of the roller, thus ensuring their damping.
It is also possible to produce a variable speed transmission comprising input and output elements having facing surfaces of coaxial toric profiles; a plurality of circumferentially distributed rollers, disposed between and in driving contact with said surfaces, a mounting device for each roller allowing a first pivoting movement about a fixed axis so as to cause it to move across it. these surfaces to modify the gear ratio and comprising a sup-
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port of each roller allowing it a second independent movement, in response to variators of the tangential forces exerted on the roller at the points of contact with the toric surfaces,
to change the gear ratio; a force developing device comprising a hydraulic pusher exerting on the rollers a force opposing their second movement and also comprising for each roll a pair of chambers, a low pressure supply supplying fluid at a relatively low pressure to the one of the chambers so as to push the roller in the same direction as the tangential forces acting on it, one high pressure supply supplying fluid at a relatively high pressure to the other chamber so as to push the roller. roller in the opposite direction and a device operable so as to vary the value of said pressures;
a first and a second system of movable stops for each roller, the first system of movable stops comprising first positions in which, for a given direction of rotation of the input element, they act to limit the amplitude of movement of the rollers to vary the speed ratio, and comprising second positions in which they do not act, the second system of movable stops comprising first positions in which, for the opposite direction of rotation of the input element, they act to limit the amplitude of movement of the rollers to vary the speed ratio **, and comprising second positions in which they are ineffective,
and a stop commando device acting so as to move one of the stop systems from its rest position to its active position and the other stop system from its active position to its rest position and to reverse the connections hydraulic pressure with the chambers of each roll.
According to Figures 1 to 7 of the drawings, the transmission comprises a pair of coaxial discs 10 and 12 comprising coaxial and toric surfaces placed opposite each other, these surfaces
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toric rings having a common circular centerline designated
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by 18. Several rollers 20 distributed oiroonferentielleaent are mounted between and disposed in rolling contact with the surfaces 14 and 16 so as to ensure a friction drive.
The O-ring 10 is minted on the shaft I enter 71 i. ' is connected to this shaft by means of a roller. or wedged 24 distributed oirol ') ntÓrenUelltJIent and arranged between do # rings 26 t 29 which are blocked at 30 and 32 on the disc 3.0 and the shaft 22.
The locking members 30 and 32 are balls which come to
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lodge in spherical pockets made in the adja- element; cents.
The O-ring 12 is mounted on the output shaft 34
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and es, 61 keyed in 36 on the shaft 34 which is coaxial with the arlra 22.
The facing surfaces of the annular cams 26 and 28 comprise projections 26a and 28a between which the shims 24 are arranged. These surfaces are such that any increase in the resistive torque causes a relative rotation of low amplitude of the annular cams 26 and 28 so as to increase the axial load exerted by the toric disc 12 on the disc 10 and consequently to increase the contact pressure between the toric surfaces
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14 and 16 and rollers 20. Likewise # any decrease in resistance torque causes a corresponding reduction in axial load!
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of the discs 10 and 12 against the rollers 20.
This axial biasing device comprising the wedges 24 and the cams. ring 26 and 27 is designated by the reference 38.
The provision of a cap and cam device 38 of this type has already been proposed for transmissions of the toric type.
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in order to automatically increase and decrease the load exerted axially by the discs 10 and 12 against the rollers 20 according to an increase or decrease in the resistive torque.! The provision of such a device would seem to be beneficial on the side of the transmission subjected to brutal torsional forces.
In the case of a transmission for a motor vehicle driven by a
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internal combustion engine, the axial biasing device 38 is arranged, as shown, on the input side of the transmission due to the significant torsional vibrations of an engine of this type * With this arrangement, any torsional shock (sudden increase in torque ) Imposed by the input shaft 22 increases the contact pressure on the drive rollers 20 before the tensile force exerted on these rollers is increased by the shock,
Inaction of this force being delayed by inertia and by the relative rotation of the ring cams 26 and 28 when the axial load is increased,
In the water of an automobile transmission, the torsional shocks imposed on the transmission by the side exited from the latter do not seem to require a second set of ring cams and shims between the output shaft and the O-ring. 12 to modify the char ,. axial drive rollers placed between the discs 10 and 12 under the effect of these torsional shocks.
However, with the arrangement shown if the output shaft 34 were to subject the transmission to significant torsional shocks, these shocks increase. The tensile force exerted on the rollers 20 before the axial biasing device 38 produces the desired increase in the axial load exerted by the surfaces 14 and 16 of the toric discs against the rollers 20 would be. provide axial load shims at the output of the transmission and between the shaft 34 and the discs 12.
The O-rings 10 and 12 of the transmission and the traction or friction drive rollers 20 which are interposed therebetween are mounted within a fixed frame comprising end members 40 and 42 carrying bearings 44 and 46 for the shafts 22 and 34. The transmission frame also comprises an intermediate element 48 fixed to the terminal elements 40 and 42 by screws 50 and having a Y-shaped body 52 placed between the rollers 20. The intermediate element 48 of the frame comprises above each roller an opening closed by a cover 54.
Figure 3 shows in detail the structure of each roll and its support. Each roll 20 is journaled on
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a spindle 56 by means of bearings 58 and 60, the spindle comprising an end plate 62. Each roller 20 is supported between the toric surfaces 14 and 16 by a support block 64. Each block 64 is articulated on a hollow journal 66 engaged in bushes or bearings 68 and 69 housed in a hole made in the block, the projecting ends of this journal being supported by adjacent @ wise provided on the intermediate element of the frame 48. The exe of each journal 66 is tangent to the median circle 18 of the torus and is arranged in a plane perpendicular to the transmission axis.
The journals 66, as well as the rollers 20, are also distributed around the axis of the transmission. There is thus a journal 66 and a support block 64 per roller 20.
The surface of each support block 64 facing its roller 20 has a V-shaped rib 70 whose tip is oriented in a direction perpendicular to the axis 72 of its roller and to the direction of the axis of the journal. associated 66, in which case: said point is situated in a plane passing through the transmission axis. The point of each rib 70 is engaged in a V-shaped groove 74 formed in the end plate 62 of the spindle 56 on which its roller is journaled, so that each block 64 maintains its roller in position between the toric elements 12 and 14.
The angle at the top of the V-groove 74 of each roll is greater than the angle at the top of the associated groove 70, so that each roll can rock around the edge of the rib acting as an axis .
The edge of each rib 20 is disposed parallel to and slightly spaced radially outwards from a line connecting the points of contact of the associated roller 20 with the surfaces wrong *! ques 14 and 16, in which case the tangential tensile forces? (one of which is shown in fig. 3) exerted by the toric surfaces on each roller generate a pivoting moment on the roller which tends to cause it to swing around the edge of the roller.
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associated rib 70.
The roller support block 64 has a pair of pistons 76 and 78 disposed on either side of the block rib 70 and can be biased by the end plate 62 of the adjacent roller spindle 56. The pistons 76 and 78 may slide in recesses or cylinders 80 and 82 made in the block
64 so as to contact the end plate 62 of the spindle 56 of the roller. Pistons 76 and 78 are made of a plastic material such as "Nylon". It goes without saying that these pistons can be made of any other suitable material.
As shown in Figure 3, devices are provided for supplying liquid (e.g. lubricating oil) under pressure to each cylinder 80 and 82 so as to urge their pistons 76 and 78 against the end plates 62 of the cylinder. their associated rollers 20. Seals 84, preferably of a rubber-like material, are disposed within and around the periphery of each cylinder 80 and 82 and under their respective pistons in order to prevent leakage of gas. liquids around the pistons. A pump 86, preferably driven by the motor or the input shaft 22, is provided to supply pressurized liquid to the cylinders 80 and 82.
Pump 86 receives liquid from a supply line 88 and sends it to a high pressure line 90. An adjustable bypass valve 92 acts when opened to return liquid to the crimp side. the pump to its inlet via a low pressure pipe 94 and a safety valve 96. The safety valve 96 is set for a relatively low pressure of the order for example of 2.1 kg / cm2 .
A second safety valve 98 is set for a relatively high pressure of the order of, for example, 21 kg / cm2. The actual value of the pressure in the high pressure line 90 depends on the position of the valve 92, the setting of the valve 98 only determining the maximum value of the pressure in the line 90. The pressure in the line 94 is constant and depends on
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adjustment of the low pressure relief valve 96. The high pressure line 90 is connected through a control valve 100 to a conduit 102 passing through one end of each roll journal 66.
Each duct 102 of journal @ opens into radial ducts 104 which communicate with a ring 106 of the adjacent sleeve 68, this sleeve comprises radial holes 108 connecting the ring 106 with a ring 110 of the associated block 64. A duct 112 formed in each block 64 is raised by its ring 110 with the cylinder-piston group 60, 76. Similarly, the low-pressure pipe 94 is connected to each cylinder-piston group 82, 78 by a passage 114 and a valve llé to the other end of each journal 66 and by ducts of the sleeve 69 and a duct 118 housed in the body 64 of the support asse cié. Appropriate gaskets 120 are provided at the ends of the sockets 68 and 69.
Each cylinder 80 comprises a throttled discharge duct 122 and each cylinder 82 a throttled discharge duct 124, these ducts opening out through the blocks 64 into the volume comprised between the O-rings 12 and 14. Likewise, each of the low pressure cylinders 82 is provided with a pair of compression springs 126 urging piston 78 against the associated end plate 62 of the roller. In addition, the oil sent to the low pressure line 94 can, as shown in Figure 3, also be used to lubricate the transmission.
The tangential tensile force exerted on a roller 20 by the toric surface of the input disc 20 at its points of contact with the roller is indicated in? in Fig. 3, the arrow designating the direction of rotation of the toric surface of the toric surface 14 and its input shaft 22. The toric surface 16 of the output disc 12 exerts a force, similarly oriented, on the roller ; 20, parallel to the force F but applied at an opposite diametral point of the roller.
These two parallel tensile forces applied to the roller generate a pivoting moment tending to
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tilt it around the edge of its V-rib? Now this pivoting moment being oriented in the cens sinistrorsum according to figure 3.
Each pair of pistons 76 and 78 also exerts a pivotal moment on their associated roller 20, which tends to tilt the roller around the edge of its support rib 70.
The cylinder 82 of each piston 78 is connected to the constant low pressure line 94. Therefore, each piston 78 exerts a substantially constant rocking moment on its roller because the thrust of the fluid against the piston and the force of the spring 126 it. soliciting comes out substantially constant. Cylinder
80 receiving each piston 76 is connected to the high pressure pipe 90. The pressure in this pipe is adjustable and is controlled by the valve 92 which makes it possible to vary the force exerted by each piston 76 on its roller. Consequently, an opening or closing adjustment of the valve 92 makes it possible to decrease or increase the pressure urging the pistons 76.
In normal operation, each piston 76 exerts on the terminal plate
62 of the roller a force greater than that developed by the associated piston 78 so that the tilting moment exerted by each pair of pistons 76 and 78 on a roller 20 around the edge of its V-shaped support rib 70 is oriented in the dextrorsum direction as shown in figure 3, and opposes and normally balances the pivoting moment exerted, in the sinistror- sum direction, by the forces F applied to the roller and developed by the toric surfaces 14 and 16 .
Due to the fact that the two O-rings 10 and 12 rotate in opposite directions, any tilting of a roller 20 around the ridge and its support rib 70 causes the roller to precede around its journal so as to change its position. gear ratio adjustment.
For example, if the valve 92 is set to a determined value, the pressure exerted by each piston 76 will increase so as to cause the associated roller to tilt in the dextrorsum direction (FIG. 3) around its support rib 70. This tilting
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will cause the procession of the roller around its journal 66 so as to increase the speed of the disc 12, i.e. the point of contact of each roll 20 moves radially inward on the surface 16 of the disc 12. outlet and radially outward on the surface 14 of the inlet disc.
This shifting movement of each roller in a direction corresponding to the increase in output speed results in an increase in the tensile forces exerted by the toric surfaces on the roller, so that this movement of each roller continues until the pivoting moments around its bearing rib 70 are again balanced.
Likewise, an opening adjustment of the valve 92 causes a reduction in the pressure exerted by each piston 76, so that each roller 20 rocks in the sinistrorsum direction (fig. 3) around its support rib 70. * This tilting in the sinistrorsum direction causes each roll to precession in a direction corresponding to a decrease in the speed of the output disc 12. It is now the point of contact of each roll 20 which moves radially towards it. outwardly on the surface of the output disc 16 and radially inwardly on the surface of the input disc 14.
This precession of each roll 20 results in a reduction in the tensile forces exerted by the O-ring surfaces on each roll, so that the precession continues until the tilting moments exerted on each roll around of its support rib 70 are again balanced. Each roller then automatically assumes a gear ratio adjustment position, independently of the other rollers,? and for which the tilting moments are in equilibrium. The springs 126 exert a constant thrust tending to tilt each roller in a direction corresponding to a decrease in speed at the output of the transmission.
This independent tilting movement of the rollers allows the precession of each roll into an adjustment position.
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ratio of speeds where the forces applied to the roller are balanced, in which case, As already mentioned, differences in the loads transmitted by the rollers and resulting from causes such as inaccuracies and manufacturing tolerances, misalignment and the like are minimized. We will notice. that the provision of the discharge openings 122 and 124 serves to mismatch the hydraulic thrust on each piston 76 and 78 in response to an imbalance of the pivoting moments exerted on their associated roller around the support rib 70.
In all gear ratio adjustment positions of a roller 20, its bearing rib 70 is located in a plane passing through the axis of the transmission and is perpendicular to the axis of the roller 20 and to the axis of the transmission. axis of the journal 66; this rib forms a guide along which the roller 20 can move freely in order to balance the contact forces on the two toric surfaces 14 and 16, This reduces the axial load between the toric discs 10 and 12 and ensures a correct value at the pressure exerted at the two points of contact of the roller 20 with the two toric surfaces.
When freedom of movement of each roller 20 between the O-rings 10 and 12 in a plane passing through the transmission axis is not provided, the contact pressure of a roller 20 against a disk can be greater than that exerted against the other disc due to tolerances or manufacturing errors, etc.
In this case, an excessive axial load should be exerted. high pressure on both discs to prevent roller slippage on the disc with the lowest roller contact pressure.
The arrangement shown, in which each roll 20 is spaced radially inward from the center line 18 of the torus, further reduces the axial load required for the rolls 20 between the O-rings 10 and 12 as compared to the previous arrangement where each roll was arranged on the middle line 18
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of the torus.
The cam and wedge device 38 axially biases the rollers between the discs 10 and 12 in proportion to the input torque. The actual contact force between the surface of the input toroid 14 and a roller 20 is equal to the product of the axial force exerted on the roller by the inverse of the cosine of the angle made by the transmission axis. and the normal to the toric surface at the point of contact of the latter with the roller. This angle obviously varies as a function of the roller speed ratio setting position and therefore the actual contact pressure varies accordingly.
If the rollers are arranged on the center line of the torus and the input torque is constant and on the other hand the contact force applied to the roller is sufficient to prevent the sliding of the roller when its position of adjustment of Gear ratio corresponds to a slow output speed the contact force applied to the roller will become excessive when the roller is moved to a position corresponding to a high speed.
However, if the position of each roll is, as shown, spaced radially inward from the center line 18 of the torus, a curve giving the variation of the actual contact force applied to a roll as a function of the position of The speed ratio adjustment of this roller has a profile approximating that of the curve of the contact force necessary to prevent slippage in the various speed ratio adjustment positions. The rollers are advantageously spread apart; radially inward of the median line of the torus and a distance approximately equal to half the radius of surfaces 14 and 16 from line 18.
This avoids excessive contact pressure for the roller for high speed ratio adjustment positions.
Devices are also provided for damping the tilting movements of each roller 20 around the edge of its support rib 70. The constricted ducts 122 and 124 and the control valves 100 and 116 provide this damping. Therefore any tilting in the dextrorsum direction of the roller 20
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(Fig. 3) causes the liquid to flow out of the cylinder 82 through the throttle duct 124, the control valve 116 preventing the liquid from being discharged from the cylinder into the line 94. Similarly, the duct 122 and the control valve 100 dampens a tilting in the sinistrorsum direction of the roller 20.
It therefore appears that the chokes 122 and 124 and the control valves 100 and 116 serve to dampen or retard the tilting movement of the rollers 20.
The provision of such devices for damping the tilting movements of the rollers 20 is particularly important in the case where the transmission is used with apparatus having an input or output torque subjected to pulsations. Torque pulsations cause a variation in the tensile forces applied to each roller, thus causing an imbalance in the pivoting moments tending to cause the roller to tilt around the edge of its support rib 10.
Consequently, in the absence of these devices for damping the tilting movements of the rollers, these torque pulsations would cause oscillations of the rollers modifying the speed ratio. It is obvious that if the frequency of a roller oscillation were to coincide with the natural frequency of vibration of part of the transmission, there would be resonance and destructive vibrations would result.
The problem of oscillations of the rollers 20 changing the speed ratio is compounded by the fact that when a roller rocks around the edge of its bearing rib the precession of the roller changing the speed ratio, which in turn causes the roller to precede. result is directed in the same direction as the gyroscopic force exerted on the roller and tending to deflect it. If the tilting speed is high, this gyroscopic force will be large and the roller will tend to exceed the position in which its pivoting moments. are in equilibrium and therefore the roller will tend not to maintain this position. However, if the tilting speed is damped, the gyroscopic force can then be reduced.
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so as to be negligible.
As has already been said, the cam and wedge device
38 is placed on the side of the transmission which is subjected to variations in torque * In the case of an automobile transmission, the device 38 is placed on the motor side and consequently forces the axial load of the rollers 20 between the discs toric rings to follow fluctuations in input torque. A device may be provided for damping fluctuations in the axial load of the rollers.
For example, this device can be such that the axial load increases sharply as the torque increases, but decreases more slowly as the torque decreases. For this purpose, and as shown in fig. 1, a cylindrical sleeve 130 surrounds the mechanism 38, this sleeve being fixed on the input shaft 22. This sleeve is oriented towards the O-ring 10 and a sliding sealing ring 132 is mounted in the sleeve. A spring 134 urges the ring into sealing contact with the rear of the O-ring 10. The volume 136 closed by the sleeve 130 and the sealing ring is supplied with liquid, for example, lubricating liquid.
This liquid arrives via a supply pipe 138 of the frame 48, this pipe terminating in a tubular connector 140 mounted in a hole 142 inside the shaft 22. The hole 142 opens into a radial duct 144 which communicates with volume 136. A control valve 146 is disposed within hole 142 and allows liquid to enter volume 136 by preventing its exit except through a choke 148.
With this latter design, the cam and wedge device 38 and the volume 136 surrounding it are filled with liquid supplied through the control valve 146 and which can only exit through the throttle 148. In the event that with a slight increase in input torque, cam 28 rotates slightly relative to cam 26 and axial pressure on cam 26 increases slightly by increasing volume 136. Control valve 146 allows immediate entry. of liquid in volume 136 for the
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keep full.
As the input torque drops the volume 136 tends to decrease However, the only liquid outlet path is the throttle 148, so the axial load on the O-rings decreases much more slowly than the torque, but when this increases, the axial load of the O-rings increases in a direct proportion to the increase in torque *
If an axial biasing device similar to device 38 is fitted on the output side of the transmission in addition or instead of device 38 on the input side, this axial biasing device may also be provided with members delaying the transmission. decrease in axial stress during torque reduction.
Since each roller 20 automatically assumes a gear ratio adjustment position in which the tilting moments about its tilting axis are balanced, it is necessary to provide members to limit the two extreme gear ratio adjustment positions. taken by the roller, For this purpose there have been provided a pair of stop screws 150 and 152 on each frame cover, these via being intended to come into contact with bevelled corners, diametrically opposed 151 and 153 of the end plate 62 of the adjacent roll journal 56. In this connection, it will be appreciated that each roll end plate has a square profile.
When a roll 20 arrives at its high output speed limit position (Fig. 6), the roll plate 62 contacts a stop screw 150. If the roll tends to continue its precession in the cylinder. direction of output speeds. high, the screw 150 will cause it to swing around the edge of its support rib 70 in one direction causing the roller to precede in the opposite direction. Similarly, each stop 152 limits the above. Zion of modification of the speed ratio of the associated roller in the direction of low output speeds. Each of the stops 150 and 152 can be adjusted by screwing, so that the positions
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Each roll's limits can be set individually.
As shown in Figure 7, each stop 150 and 152 comprises a pin 154 Elastically mounted on a spring, protruding @ its extracted and pushed outwards by a spring 155. @ role of pins 154 pushed by springs is to compensate for differences in the setting of the stops for the rollers. By @ if a roller 20 comes into contact with its stopper 150 or 152 sees the other roller, the contact pressure between the roller and the stopper can become excessive but this absorbed by the elastic spindle 154.
If the direction of rotation of the input shaft 22 is reversed, from sinistrorsum to dextrorsum, the direction of the two tangential tensile forces F applied to each roller 20 will also be reversed. Therefore, if the input shaft were connected to a motor or other power source the direction of rotation of which is reversible, there should be provided means for reversing the hydraulic pressure and the elastic forces. soliciting pedestrians 76 and 78.
In addition, there should be provided a second pair of gear ratio adjustment displacement limiters of each roller, one of the pairs 150 and 152, having their pins 154 contactable, as shown, with a. pair of opposite corners of the roller plate 62 while, for the reverse direction of rotation, the corresponding pins of a second pair of stops would contact diametrically opposed corners of the plate * Figure 3A highlights Modification of the transmission to take into account the reversibility of the input shaft.
As shown in Figure 3A, the high and low pressure lines 90 and 94 are respectively connected to conduits 102 and 114 leading to the cylinders 80 and 82 of the rollers through a distributor-reverser 160, so that when that it is in the position shown in solid lines, the hydraulic connections are those of Figure 3. Two pairs of stops are provided for each roller 20, one of the pairs
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150 and 152 being that already described and the other pair 150R and 152R being provided for the rotation of the input shaft 22 in the opposite direction.
In FIG. 3A each of the stops is, instead of being fixed, articulated at 162 and a spring 164 pushes the associated stop in the working position against a stop 166. Each stop also includes an electromagnet 16B intended for the stopper. rotate into a rest position when the electromagnet is energized *
The electromagnets 168 of the stop 1 $ OR and 152R are connected to a contact 170 while the electromagnets 150 and 152 are connected to a contact 172,
these contacts being arranged so as to be electrically biased by the handle 174 of the reversing distributor 160 in the two limit positions of this handle * The contact 170 is arranged so as to be biased by the handle 174 of the reversing distributor 160 when the latter is in the solid line position. In this position of the distributor 160, a circuit passing through the electromagnets 168 of the stops 150R and 152R is closed so that the stops are returned to the rest position.
In this position of the distributor, the contact 172 is not acted upon by the handle 174, so that the electromagnets 168 of the stops 150 and 152 are de-energized! and that the springs 164 act so as to return the stops to their working position.
A second series of springs 126R corresponding to the springs 126 of the pistons 78 are provided for the piston 76 of each roller 20 and act when the direction of rotation of the input shaft is reversed. In FIG. 3A, each spring 126 and 126R is mounted so as to be applied against its piston 78 and 76 respectively by an armature 176 of electromagnet 178 when the latter is energized. The electromagnet winding 178 of each spring 126 is connected to contact 170 while the coil 178 of each spring 126R is connected to contact 172.
Therefore, when the inverter 160 is in the solid line position, the electromagnet windings 178 of the springs 26 are energized so as to keep the armatures 176 of the springs 126 in their raised position. in order to make these springs act: to exert a small push
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against their pistons 78. At the same time, the electro- windings; magnet 178 of the springs 126R are de-energized so that each spring 126R becomes inactive.
It appears that when the reverser 160 is in the solid line position, the hydraulic and elastic forces urging the pistons 75 and 78 and the stops 150 and 152 occur as in the description given with reference to FIG. 3.
When the direction of rotation of the input shaft 22 is reversed, the handle 174 of the inverter 160 is moved to its position in phantom. In this position, the hydr @@ - ticks with the cylinders 80 and 82 of each roll are reversed @ In addition, the electrical circuit is now cut at contact @ and closed at contact 172. Consequently, the electromagnets 168 of the Stops 150R and 152R are then de-energized so that the springs 164 act so as to return the stops 150R and 152R to their service positions where they limit the precession of the rollers 20.
Similarly, the electromagnets 168 of the stops 150 and 152 are then energized and return the stops to their rest position. In addition, when the circuit is cut at 170 and closed at 172, the windings of the electromagnets 178 associated with the springs 126 are de-energized so that the springs 126 do not intervene subsequently and that the springs 126R then exert a thrust. light against their piston 76. Consequently, in addition to the reversal of the hydraulic connections, the stops 150R and 152R as well as the springs 126R come into action while the stops 150 and 152 and the springs 126 are effective.
As shown in Figures 1 to 7, the transmission shown has three rollers 20 distributed uniformly around a circumference. It goes without saying, however, that any number of rollers can be provided in this transmission as well as in those of FIGS. 8, 9 and 10 to 12. Likewise, there can only be one roller 20 mounted on a journal. 66. As described in US Pat. No. 2,850,911, several rollers can be joined together so as to be supported by a single change pivot.
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gear ratio.
Instead of a V-shaped point such as that formed by rib 70 to allow the roller to tilt and slide movements, a pivot can be provided. An arrangement of this kind is shown in Figures 8, 9.
The transmission of Figures 8, 9 is equivalent to that of Figures 1 to 7 except for details of the support of each roll,
In the transmission of Figures 8, 9, each roll 20 is journaled on a stub axle 200 which has a portion 202 projecting from the roll radially outward. A pivot 204 is carried by the spindle portion 202 and its axis is parallel to, but slightly radially outwardly spaced, a line passing through the points of contact of the roller 20 with the two toric surfaces. The outer ends of each pivot 204 are journalled in a block 206 and a suitable clearance is provided between the block and the roller spindle portion 202 to allow the roller and its pivot 204 to slide along the axis of the roller. pivot with respect to the support block.
The support block 206 is itself mounted on a pivot 66 so as to allow the roller 20, by pivoting about the axis of the latter pivot, to modify the gear ratio of the transmission. As stated above, the axis of each pole 66 is tangent to the center line 18 of the torus and is disposed in a plane perpendicular to the transmission axis.
Each support block comprises a hollow intermediate part 208 having a cylindrical cavity 210 inside which a piston 212 can slide along the pivot 66 which passes through this block. The intermediate part 208 of the block has an opening on the side adjacent to its roller 20, opening in the. which is engaged the rocket part 202 and the forked arms arranged at the end of this protruding part. The forked arms 214 straddle a reduced diameter middle portion 216 of the piston 212, so that movement of the piston along the pivot 66 is transmitted through these arms to cause the roll 20 to tilt around. the pivot axis 204.
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A spring 218 acts on a race of each piston 212 so as to push the roller so that it swings in the sinistrorsum direction, around the axis of the pivot 204 * These springs 218 roller supports of Figures 8, 9 are equivalent to @ 126 of figures 1 to 7. Liquid pu at a relatively high pressure @ is sent into the chamber 222 on one side of the piston 212 and passing through the duct 114 formed in the pivot 66 and the liquid at a relatively high but adjustable pressure. is sent into chamber 220 on the other side of piston 212 and through duct 102 formed in pivot 66.
Appropriate seals 224 and bearings 226 are provided between each pivot 66 and its associated support block 206.
As in Figures 1 to 7, throttling discharge openings 228 and 230 are provided for cylinders 220 and 222.
The hydraulic forces acting on each piston 212 in conjunction with the force of the spring 218 normally exert a dextrorsum pivoting moment (Fig. 9) on each roller about the axis of its pivot 204 while the applied tensile forces on the roller exert a pivoting moment on it about this axis, in the dextrorsum direction (fig. 9) with respect to the toric surface 14. Likewise each roller 20 can slide freely along the axis of its pivot 204 between the O-rings 10 and 12.
It appears that the shifting operation performed by each roller 20 of Figures 8 and 9 is essentially the same as in Figures 1 to 7. Likewise the freedom of movement of each roller 20 along its length. the axis of its tilting pivot 204 serves to equalize the contact pressures of each roller on the two O-ring discs 10 and 12 in the same way as for Figures 1 to 7 due to the freedom of movement of each roller 20 along its support rib 70.
In Figures 1 to 7 and Figures 8 and 9, the precession movement of each roll 20 is achieved by causing each roll to swing about an axis parallel to but slightly.
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spaced radially outwards by a line connecting the contact points of the roller with the two toric surfaces. This processional movement of the rollers can also be achieved by sliding each roll along a tangent to the center line of the torus (Figs. 10, 12).
In Figures 10 to 12, each roller 20 is journaled on a spindle 300 which has an end plate 302 at its end spaced from the axis of the transmission. The end plate 302 of each roller spindle has a pair of ears 304 positioned at diametrically opposed locations on the plate, each ear being connected by a pair of links 306 to the support block 308 of the roller.
Each roller support block 308 is journaled on a pivot 66 so as to allow, for the purpose of changing the speed ratio, the pivoting of the roller about the axis of the pivot. As in the other variants, the axis of each pivot 66 is tangent to the median line 18 of the torus and is located in a plane perpendicular to the transmission axis. Pins 310 and 312 provide pivotal mounting of the toilet 306 to the associated end plate 302 and to the support block 308, these pins being parallel to the pivot 66 of the support block.
The links 306 ensure freedom of movement each roller between the O-rings 10 and 12 so as to balance the contact loads of each roller 20 on the O-ring surfaces 14 and 16 of the discs * Therefore, the movement of the roller allowed by the connecting rods 306 is equivalent to the freedom of movement of each roller along its guide 70, according to Figures 1 to 7, and to the freedom of movement of the latter along the axis of its tilting pivot 204 of the figures 8 and 9.
Therefore, in each of the variants shown, each roller 20 has freedom of movement between the O-rings in a direction perpendicular to the axis of the roller and to the axis of its pivot 66 so as to equalize the contact loads of the roller. each roll
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on the two toric surfaces 14 and 16.
Each roller support block 308 can not only pivot around the axis of its pivot 66 but is also movable axially along it * Appropriate bearings 314 for roller are provided between each block 308 and the pivot 66 for pe @ to put said axial sliding movement along the pivot 66 a minimum of friction as well as to allow the pivoting of the roller about the axis of this pivot, pivoting modifying the speed ratio of the transmission.
Each support block 308 has a structure in several parts, the intermediate part of which has a cylindrical hole 316 in which a piston 318 slides. The piston 318 is fixed on the pivot 66 which is itself fixed in the structure 48., the piston dividing the hole into two chambers 320 and 322.
A spring 324 is disposed in the chamber 322 between the piston 318 and one end of the support block and urges the block and its roller 20 axially to the left of the piston shown in FIG. 11. When the surface 14 of the disc input toric rotates in the dextrorsal direction (pin 11), the tensile forces applied to the roller 20 are directed to the left and a linear movement of the roller 20 to the left causes this roller to precede around the pivot 66 in a direction corresponding to a decrease in the speed of the output disc 12.
Each spring 324 also pushes its roller 20 to the left (Fig. 11). It therefore appears that the spring 324 of Figures 10 to 12 has an equivalent role to the springs 126 and 218 of Figures 1 to 7 and 8, 9 respectively.
Liquid at a relatively low pressure is sent into the chamber 322 through the conduit 114 formed in the pivot 66 and liquid at a relatively high but adjustable pressure is sent into the chamber 320 through the conduit 102 formed in the pivot 66. Likewise chambers 320 and 322 are provided with throttle relief openings 326 and 328. Seals 330 are disposed in bearings 314 between support block 308 and pivot 66.
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Due to the dextrorsal rotation (Fig. 11) of the toric surface 14, the tensile forces applied to the roller 20 of Fig. 11 are directed to the left and are counterbalanced by the combination of the hydraulic forces developed. in the chambers 320 and 322 and the thrust of the spring 324 on the support block 308 of the roller.
Any increase in pressure in the high pressure chamber 320 causes a linear movement to the right of the support block 308 and its roller 20 along the pivot 66, This movement of the roller 20 relative to the toric surfaces. 14 and 16 causes this roller to process around the axis of pivot 66 in a direction corresponding to an increase in the speed of the toric surface of output disc 16 until the forces applied to the roller are again balanced.
The operation of changing the speed ratio carried out by the rollers 20 of FIGS. 10 to 12 is also substantially identical to that of the rollers of FIGS. 1 to 7. The control of the hydraulic pressures in the two chambers 320 and 322 of FIGS. 10 to 12 and in chambers 220 and 222 of figures 8, 9 are the same as that of the pressures in chambers 80 and 82 of figure 3 *
In FIGS. 8.9 as well as in FIGS. 1 to 7, the procession of the roller 20 ensuring the change of the gear ratio is caused by tilting of the roller about an adjacent axis and parallel to a line passing through the contact points. of the roller with the two toric surfaces 14 and 16.
Consequently, stops similar to stops 150 and 152 are advantageously provided to limit the precession of the rollers determining the change in the gear ratio of the transmission *
In Figures 10 to 12, however, the precession of each roll 20 is caused by linear movement parallel to the axis of its pivot 66.
Consequently, the stops 150 and 152 of Figures 1 to 7 could not be used in Figures 10 and
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12., Instead a pair of stops or stoppers 332 and 334 are provided * on protrusions of the frame member 48 of each support block 308 opposite the hubs 336 and 338 existing at both. ends of the support block 308 * The hubs 336 and 338 have profiles 340 and 342 acting as a booklet arranged so as to come into respective contact with the stops 332 and 334 in the extreme positions of the reed 20.
Therefore when a roller 20 moves in the sinistrorsum direction (fig. 10) and reaches its limit position corresponding to a minimum nettle speed, any subsequent precession of the roller 20 in this direction causes a sliding of the cam 342. on stopper 334 which causes roller 20 to move to the right, and therefore in a direction which changes the gear ratio in reverse. Similarly each stopper 332 and associated cam 340 limit the precession of the roller in the direction of maximum output speeds.
Each stopper 332 and 334 advantageously comprises a spring loaded pin which projects therefrom in a similar manner to the pin 154 of the stops 150 and 152. Each pin 154 of the stops 150 and 152 or of the stops 332 and 354 is moved elastically inward when urged by a roller reaching its limit position. It is obvious that this elastic movement of a pin 154 could be used to move a valve to vary the pressure exerted on the roller 20 and to reverse the direction of its precession instead of obtaining this result. - state by tilting the roller (fig. 1 to 7 and 8, 9) or by linear movement of the roller (fig. 10 to 12).
As in Figure 3A, a second pair of precession limiting stops and a hydraulic link reversing valve may be provided in the variant of Figures 10 to 12 as well as in that of Figures 8, 9 in case the shaft input transmission is reversible. In each of the variants shown, throttling orifices have been provided to allow the evacuation of small quantities of fluid out of the chambers formed in the support blocks of the rollers 20. However, it is necessary to
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However, the bearing between each support block and its pivot 66 may be known so as to allow this fluid to escape.
As in Figures 1 to 7, control valves (not shown) are provided in the fluid supply lines 102 and 114 formed in the pivots 66 of Figures 8, 9 and Figures 10 to 12. These valves The control ports 228 and 230 of Figures 8, 9 and ports 326 and 328 of Figures 10 to 12 serve to damp the movements of each roller across the toric surfaces in a similar manner to damping the movements tilting of the roller according to Figures 1 to 7.
The throttling holes (122 and 124 in fig. 3, 228 and 230 in fig. 9 and 326 and 328 in fig. 11) of the two cylinders of the support block of each roller ensure the damping of the roller movements. It goes without saying that instead of such throttling orifices, it would be possible to provide throttles in each of the inlet ducts 102 and 114 to said chambers. One could then also eliminate the control valves 100 and 116.
Likewise, instead of using the hydraulic circuit controlling the precession movements of the rollers for damping the movements of the rollers, it comes within the scope of the invention to use devices independent of this hydraulic circuit. to damp the movements of the roller.
As has been said, the drive pressures of the rollers are exerted by liquids. But it goes without saying however that these pressures could be exerted by a gas instead of a liquid.
Of course, the invention is not limited to the embodiments described and shown above, it is possible, if necessary, to resort to other embodiments and embodiments without departing from the scope of the invention.