Mécanisme de transmission mécanique.
Les mécanismes de changement de vitesse de nombreux types différents sont bien connus depuis longtemps et ont
fait l'objet d'efforts de développements continus. Ceux qu'intéresse la présente invention appartiennent à une classe de transmission positive complètement mécanique, dans
laquelle des formes spéciales d'engrenages sont exploitées uniquement pour contribuer à des transmissions d'énergie
très efficaces, douces et sous des couples importants, avec
un encombrement relativement réduit, une usure minimale et
un nombre réduit de pièces se déplaçant avantageusement à
des vitesses relativement faibles. Les engrenages préférés
dans ces buts sont constitués de roues planétaires à denture intérieure associées à des pignons satellites à denture extérieure, dans lesquels il se produit des contacts de roulement essentiellement continus entre de nombreuse dents
qui sont simultanément engagées pour la transmission d'un couple. Les engrenages dits "geroter" possèdent de telles caractéristiques et sont décrits dans le brevet américain Hill n[deg.] 1.582.563, par exemple, où le pignon intérieur a une dent de moins que la couronne dentée extérieure qui l'entoure. Une telle paire de roues a été décrite dans le contexte d'une réduction de vitesse et d'une inversion de marche dans le brevet américain Grant n[deg.] 3.804.808. Dans un autre réducteur de vitesse décrit dans le brevet américain Sundt n[deg.] 2.874.594, on emploie deux jeux ou paires de roues dentées ondulantes, de diamètres différents, avec des billes ou des rouleaux interposés entre eux.
Le fait que les diamètres des diverses roues dentées sont différents pour les différents jeux représente une difficulté en ce qui concerne les buts de la présente invention et on constate qu'il est caractéristique des formes traditionnelles des engrenages droits où des rapports de vitesses différents doivent être réalisés dans le cadre des possibilités similaires de transmission d'un cnuple. Les systèmes d'engrenages droits ayant à l'origine certains rapports avec les divulgations faites ici, sont considérés comme illustrés dans les brevets américains Moisy n[deg.] 2.108.384, Mros n[deg.] 3.056.315, Lorence n[deg.] 3.429.393, Gregory n[deg.] 2.667.089 et Menge n[deg.] 2.972.910.
En outre le propre brevet n[deg.] 3.574.489 du demandeur divulgue certaines transmissions orbitales dans lesquelles l'engrenage a une forme se rapprochant de celles préférées pour les buts de la présente invention.
Une forme d'engrenage connue jusqu'ici, qui se prête spécialement bien aux emplois dans les transmissions mécaniques de cette invention, comprend un pignon satellite intérieur ayant des dents de forme cycloïdale ou des lobes de courbure épicycloïdale coopérant avec une roue planétaire qui l'entoure, dont les dents ont la forme de chevilles ou de rouleaux cylindriques, tandis que leur nombre est supérieur d'une unité au nombre de dents du pignon satellite. Les transmissions perfectionnées et inhabituelles de
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té des jeux d'engrenages, une large gamme correspondante de changements de vitesse sélectionnables, qui sont favorisées par l'application d'au moins deux jeux d'engrenages planétaires où les pignons satellites interchangeables ont le même diamètre et les mêmes excentricités de masses et restent donc assortis par équilibrage, en dépit de leurs nombres de dents différents et où les roues planétaires coopérantes ont aussi toutes le même diamètre et ont leurs dents avantageusement disposées à une distance radiale prédéterminée d'un axe central.
Une transmission mécanique avec réduction de vitesse, préférée conformément aux présentes indications, est constituée d'un carter séparable dans lequel sent montés des arbres rotatifs d'entrée et de sortie alignés et où l'arbre d'entrée est muni d'un épaulement excentrique lui donnant le caractère de vilebrequin pour le support d'un premier pignon satellite, de diamètre prédéterminé, pouvant tourner par rapport à celui-ci et dont les dents
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vement avec une première série de rouleaux de roue planétaire circulaire, chevillés à un disque de diamètre prédéterminé, qui est fixé avec le carter, coaxialement à l'axe central de l'arbre d'entrée. Sur l'épaulement exentrique, est aussi monté un second pignon satellite semblable au premier, sauf qu'il a un nombre de dents différent; les deux pignons satellites sont accouplés angulairement pour tourner ensemble autour d'un axe excentrique commun, quoiqu'ils soient axialement séparables pour permettre de leur substituer d'autres pignons de ce type avec des nombres de dents différents.
Un contrepoids compensant les déséquilibres de la rotation des pignons satellites disposés excentriquement et de leur manchon de montage est bloqua avec les arbres d'entrée et agira de manière corrective non seulement pour ces pignons spécifiques, mais aussi pour des pignons de remplacement de dimenaons analogues mais ayant des nombres de dents différents. Le second pignon satellite est à son tour en prise avec un second disque d'engrènement, similaire au premier et ayant, comme celui-ci des rouleaux chevillés dont le nombre maximal pour sa disposition particulière est supérieur d'une unité un nombre de dents coopérantes du pignon satellite, le second disque d'engrènement étant accouplé angulairement, pour l'entraîner, avec l'arbre de sortie coaxial.
Dans des variantes de construction, une action différentielle peut être développée en faisant tourner l'un et l'autre disque et un changement de vitesse peut être effectué en incluant d'autres jeux d'engrenage et en bloquant sélectivement un disque d'engrènement à l'exclusion des autres.
En conséquence, l'un des buts de la présente invention est de fournir des transmissions mécaniques nouvel-
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qui offrent une gamme particulièrement large de possibilités de changements de vitesse par l'emploi d'un nombre de pièces relativement réduit, dans un ensemble compact d'au moins une paire de jeux d'engrenage planétaire pouvant être sélectionnés parmi un nombre substantiel de jeux interchangeables offrant différents rapports de transmission effectifs.
Un autre but de l'invention est de fournir une transmission mécanique unique et non compliquée, se prêtant d'elle-même à une construction à bas prix de revient et à un assemblage rapide, sous des formes d'exécution assurant des vitesses de rotation d'une différence significative par l'introduction de jeux d'engrenages planétaires sélectionnés parmi une large variété de jeux dimensionnellement interchangeables, sans nécessiter de changements correspondants de l'équilibrage mécanique.
D'autres détails quant aux pratiques préférées et aux autres buts et caractéristiques de l'invention seront compris des plus facilement à la lecture de la description suivante de formes d'exécution préférées, faite en se reportant aux dessins annexés, où :
la figure 1 montre les composants principaux d'une transmission mécanique réduisant la vitesse perfectionnée, dans une vue explosée, avec une partie principale du carter illustrée dans une coupe transversale partielle dans un but de clarté; la figure 2 est une vue en plan de deux jeux d'engrenages planétaires faisant partie de la transmission de la figure 1, avec les axes correspondants et des lignes indiquant les dimensions diamétrales; la figure 3 est une coupe transversale dans une transmission correspondant à celle de la figure 1;
la figure 4 illustre une transmission similaire dans laquelle le changement de vitesse peut être réalisé au moyen d'un blocage sélectif de l'une des roues planétaires des divers jeux d'engrenages et dans laquelle les rouleaux de la roue planétaire sont prisonniers plutôt que chevillés, et la figure 5 est une vue en plan d'une partie de l'un des jeux d'engrenages dans la transmission de la figure
Le système 6 de transmission mécanique, illustré dans les figures 1 à 3, est d'une construction où un arbre d'entrée 7 est destiné à être entraîné en rotation à une vitesse relativement élevée par une source d'énergie à l'extérieur d'une extrémité d'un carter en deux pièces et à provoquer la rotation à une faible vitesse, proportionnée avec précision, d'un arbre de sortie 8 disposé suivant un même axe 9-9. Les parties séparables 10a et 10b du carter sont
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appropriés (non représentés dans les dessins) et comprenent des supports de paliers 11a et 12a pour l'arbre de sortie 8 et un support de palier 11b pour l'arbre d'entrée 7; un second support de palier 8b pour l'extrémité intérieure de l'arbre d'entrée 7 est disposé dans l'extrémité intérieur de l'arbre de sortie 8. Dans la cavité restante 10c formée à l'intérieur des parties de carter assemblées, sont logés deux jeux d'engrenages planétaires dont l'un comprend le pignon satellite 13 ayant un nombre de dents relativement grand avec une courbure épicycloïdale et en prise avec des dents 14a du type à rouleaux, également espacées et chevil-
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pignon satellite 15 ayant un nombre de dents plus petit, à courbure épicycloïdale et en prise avec des dents semblables
16a, du type à rouleaux, chevillées sur le disque planétai- re 16. Selon la pratique connue, chacun des pignons satel- lites est prévu pour avoir une dent de moins que la roue planétaire coopérante qui l'encercle, de sorte que le pi- gnon 13 a un lobe convexe de moins que le nombre maximum prédéterminé de rouleaux 14a chevillés au disque 14 et que
le pignon 15 a un lobe convexe de moins que le nombre maxi- mum prédéterminé de rouleaux 16a chevillés au disque 16.
<EMI ID=6.1> l'axe 9-9, tandis que les centres des deux pignons satellites 13 et 15 se situent le long d'un axe 17-17 excentrique par rapport à l'axe 9-9, dans une mesure appropriée pour remplir les conditions désirées de contact roulant entre tous les rouleaux et pignons satellites de chaque jeu. La dernière excentricité est établie par un épaulement excentrique circulaire 7a, en forme de came, faisant partie intégrante de l'arbre d'entrée 7 sur lequel les pignons satellites 13 et 15 sont montés avec une excentricité commune au moyen d'un palier 18 qui permet leur mouvement angulaire par rappat à cet épaulement en forme de came. Les pignons satellites 13 et 15 sont aussi assemblés angulairement au moyen d'organes tels que des boulons 19 (figure 3).
Le disque planétaire 14 est retenu angulairement par une goupille
20 (figure 3) fixée à celui-ci et à la partie 10b du carter et la réponse résultante, connue jusqu'ici, à la rotation de l'arbre d'entrée 7 sera une révolution complète en sens opposé à la rotation du pignon satellite 13 autour de son axe 17-17, chaque fois que l'arbre d'entrée effectue un nombre de tours égal au nombre de lobes convexes ou de dents de ce pignon satellite.
Le mécanisme tel que décrit jusqu'ici est essentiellement une contrepartie de transmissions connues, en
ce sens que la rotation d'un arbre d'entrée 7 assure simplement une rotation en sens opposé d'un pignon satellite
13 autour d'un axe excentrique, avec une réduction de vitesse déterminée par le nombre de dents du pignon satellite.
La conversion de ce mouvement excentrique à vitesse réduite en une rotation de sortie utile autour d'un axe aligné avec celui de l'arbre d'entrée a exigé à son tour un autre mécanisme, tel qu'un qui comprend de petites chevilles d'entraînement rangées en position fixe sur une bride autour d'un arbre de sortie et associées à des trous complémentaires plus grands dans le pignon satellite tournant excentriquement. L'emploi d'un second pignon satellite 15 fixé au premier pignon 13 et d'un second disque 16 à rouleaux, fixé à un arbre de sortie 8, non seulement assure la conversion désirée d'une rotation excentrique d'un premier pignon satellite 13 en une rotation de l'arbre de sortie 8 autour d'un axe 7-7 commun à celui-ci et à l'arbre d'entrée, mais en outre, augmente dans une mesure importante les possibilités de réduction de vitesse de la transmission.
A ces fins, le second disque 16 à rouleaux est bloqué angulairement, pour l'entraîner, sur l'arbre de sortie 8 par une clavette
20a ou un organe équivalent. Comme l'arbre d'entrée 7 esc entraîné en rotation de l'extérieur du carter, son épaulement excentrique 7a oblige le pignon satellite 13 qui l'entoure à orbiter à l'intérieur de la rangée annulaire de rouleaux 14a fixés au carter au moyen de la roue planétaire fixe 14. Comme le pignon 13 a une dent de moins que la roue
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ment autour de son axe excentrique 17-17, d'une distance égale à l'espacement angulaire entre ses dents adjacentes, chaque fois que l'arbre d'entrée effectue un tour complet; ce mouvement angulaire du pignon 13 s'effectue dans le sens opposé à celui de la rotation de l'arbre d'entrée. En même temps, le second pignon satellite 15, qui est bloqué angulairement avec le pignon 13 par les boulons 19, doit nécessairement décrire un parcours orbital angulaire avec ce pignon 13 dans ce même sens opposé et de la même distance angulaire autour de l'axe 17-17 de l'excentrique de support 7a.
Ce mouvement orbital du second pignon satellite 15 a lieu à l'intérieur de la rangée annulaire associée de rouleaux 16a de la seconde roue planétaire 16 et cette dernière, qui a une dent de différence avec le pignon satellite 15, est simultanément forcé de se déplacer angulairement autour de l'axe 9-9 du fait de son support avec l'arbre de sortie 8 sur lequel il est claveté. Une sortie d'énergie à vitesse réduite est disponible par l'intermédiaire de l'arbre de sortie en relation linéaire avec l'entrée appliquée à l'intervention de l'arbre d'entrée 7.
Outre la conversion du mouvement orbital angulaire du premier jeu d'engrenagesplanétaires (13 et 14) en un mouvement de sortie angulaire aligné, l'unique arrangement du second jeu d'engrenages planétaires (15 et 16) développe encore avantageusement les possibilités de changements de vitesse et il utilise avantageusement des éléments dentés qui sont essentiellement les mêmes que ceux du premier jeu. Quant aux autres possibilités de changements de vitesse, on notera que le premier jeu d'engrenage planétaires seul (13 et 14) peut seulement donner un rapport entre les vitesses angulaires d'entrée et de sortie égal à la réciproque du nombre de dents N1 sur le premier pignon satel-
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résultant est de sens opposé à celui de l'entrée. A titre de distinction, le système perfectionné des figures 1 et
3 assure des changements de vitesse donnés par la relation
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pignon satellite 13 et N2 est le nombre de dents du second pignon satellite 15. Dans une construction telle que celle illustrée, où le diamètre extérieur 21 (figure 2) des roues planétaires 14 et 16 associées aux pignons satellites 13 et 15 se trouve juste en-deça de 6 1/2 pouces, on a trouvé qu'un nombre maximal pratique de rouleaux, 14a ou 16a, est quatre-vingt huit et que l'un et l'autre des nombres N1
ou N2 est aux maximum de quatre-vingt sept, du fait que chaque pignon satellite porte une dent de moins que le nombre de rouleaux de sa roue planétaire associée. Si l'une des roues planétaires est munie de quatre-vingt cinq rouleaux, de sorte que N1 = 84, et si l'autre possède quatrevingt quatre rouleaux, de sorte que N2 = 83, le rapport de
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remplaçant le jeu de roues planétaires à quatre-vingt quatre rouleaux par un n'ayant que treize rouleaux, le rapport de
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sortie 8 est le même si le nombre de rouleaux 16a de la roue planétaire de sortie 16 est inférieur au nombre de rouleaux
14a de la roue planétaire fixe 14, comme indiqué; toutefois, le sens de rotation de l'arbre de sortie sera opposé à celui de l'arbre d'entrée si le nombre de rouleaux de la roue planétaire de sortie 16 est supérieur au nombre de rouleaux de la roue planétaire fixe 14 et ceci représente un autre aspect du perfectionnement. De nombreuses réductions de vitesse peuvent être obtenues en utilisant seulement quelques jeux d'engrenages planétaires; à titre d'exemple, dix de ces jeux, comprenant treize à quatre-vingt cinq rouleaux donneront quarante-cinq rapports de vitesses, de quinze à
7056.
Dans un exemple de construction comprenant deux jeux de roues similaires, dans lesquels les roues planétaires ont un nombre de rouleaux choisis parmi six nombres différents, allant de treize à trente-sept, de telle façon que les roues planétaires coopérantes ont un nombre de lobes ou de dents compris entre douze et trente-six, on peut obtenir entre l'entrée et la sortie treize rapports de vitesses différents de valeurs sélectionnées entre 1/19,5 et 1/186, comme suit :
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Si l'on transpose la position de deux quelconques de ces jeux de pignons, de telle façon que N1 devienne N2 et que N2 devienne N1 dans la liste qui précède, le sens de rotation à la sortie est inversé et les rapports de vitesses sont réduits d'une unité. En conséquence, un petit nombre seulement de jeux de pignons différents peut être exploités pour obtenir une large gamme de réductions de vitesse, dans des sens différents; la liste donnée n'est qu'illustrative et de nombreux autres rapports peuvent naturellement s'obtenir avec des valeurs de N1 et de N2 se situant entre des nombres choisis de douze à trente-six, beaucoup de ces rapports ayant des dénominateurs qui ne sont pas des nombres entiers.
Un avantage optimal des jeux d'engrenages planétaires combinés mentionnés ci-dessus est obtenu grâce à l'interchangeabilité de ces jeux, c'est-à-dire grâce à des emplacements sélectionnés de jeux physiquement et dynamiquement équivalents dans une structure comprenant des arbres, des paliers, un carter, etc. Comme on l'a noté cidessus, les roues planétaires 14 et 16 ont le même diamètre
21 (figure 2) et en outre, leurs rouleaux 14' et 16' ont les mêmes diamètres extérieurs 22 et 23 et sont chevillés pour tourner autour d'axes tels que 24 et 25 qui sont à la même distance radiale 26 de l'axe central 9-9 des roues planétaires.
Sous d'autres rapports, comme le profil général, le diamètre intérieur et les mesures prises, soit pou:
le clavetage, soit puur un autre mode d'assemblage, ces roues planétaires sont généralement identiques et tout jeu sélectionné parmi divers jeux disponibles ayant des nombre:
de rouleaux différents peut donc être introduit dans l'ensemble pour obtenir un rapport de réduction de vitesse prédéterminé. Tous les pignons satellites accouplés, tels que 13 et 15, ont à leur tour un même diamètre extérieur
27 et ont la même épaisseur axiale et le même diamètre intérieur en vue de la coopération avec le palier excentrique 18 ainsi que les mêmes distribution et proportionnement des trous pour les assembler, etc.
Le résultat de cette identité physique substantielle de tous les pignons satellites que l'on peut sélectionner pour les utiliser dans l'ensemble est qu'ils ont tous essentiellement le même déséquilibre de masse dynamique dans leurs mouvements orbitaux et, comme suite avantageuse de cette circonstanc , les excentricités du mouvement de rotation de la came 7a aussi bien que les excentricités du mouvement orbital de deux pignons satellites quelconques sélectionnés pour être employés dans l'ensemble seront exactement contrebalancées par une unité d'équilibrage prédéterminée. Cette unité est illustrée dans les figures 1 et 3, comme étant constituée de deux moitiés équilibrantes excentriques 28a et 28b qui sont attachées l'une à l'autre et à l'arbre d'entrée 7 au moyen d'une goupille 29.
L'excentricité de masse développée autour de l'arbre 7 par ces éléments d'équilibrage est naturellement orientée en sens diamétralement opposé à l'excentricité de masse de l'épaulement 7a en forme de came et aux excentricités de masse des deux pignons satellites 13 et 15 orbitant conjointement, les dernières excentricités étant toujours forcément alignées avec l'excentricité de la came 7a autour de laquelle ils sont montés. On a noté ci-dessus que les deux pignons satellites montés excentriquement et interconnectés non seulement à l'intérieur de leur roue planétaire respective, mais tourneront aussi lentement autour de leur axe excentrique commun 17-17 à la vitesse d'une dent ou d'un lobe de celui des pignons satellite qui réagira avec la roue planétaire relativement fixe, pour chaque tour de l'arbre d'entrée.
Cette rotation en sens inverse est toutefois elle-même une rotation équilibrée et l'équilibrage assuré par les éléments 28a et 28b doit seulement compenser les déséquilibres de masse de la came 7a en rotation et des pignons satellites orbitant 13 et 15, sans qu'il soit nécessaire de tenir compte du fait que ces derniers pignons tournent également. Le palier 18 est impliqué de manière similaire et est compris dans l'équilibrage. Avec les constructions décrites et les proportions relatives des engrenages planétaires dans les jeux parmi lesquels on peut choisir une paire appropriée de jeux pour obtenir un rapport de vitesses et un sens de rotation de sortie désirée, les besoins d'équilibrage de l'ensemble restent fixes et ne doivent pas être modifiés.
C'est pour cette raison qu'une seule structure d'équilibrage prédéterminée, telle que les éléments 28a et 28b, servira à équilibrer l'ensemble pour n'importe quels jeux de pignons pouvant être introduits.
Dans ce dernier cas, on notera que des pignons satellites différents, tels que 13 et 15, ayant des nombres de lobes ou de dents différents, présenteront néanmoins essentiellement le même déséquilibre de masse dynamique, ou la même excentricité, car la distance radiale de haut en bas des lobes est la même et ceux-ci sont profilés pour assurer un contact de ruulement essentiellement continu avec des rouleaux de même diamètre espacés équiangulairement autour de l'axe central d'une roue planétaire associée et à la même distance radiale de cet axe.
Le constructeur de l'équipemeni original ne doit avantageusement construire qu'un ensemble de base, sauf en ce qui concerne les jeux d'engrenages mêmes, afin d'offrir de nombreux rapports de sortie possibles dans l'un et l'autre sens de rotation et les jeux d'engrenages appropriés peuvent être facilement introduits, soit à l'usine, soit par un distributeur éloigné, à partir d'un stock relativement réduit de ces jeux, pour répondre aux vitesses et au sens de rotation spécifiés dans la demande des clients.
Quoiqu'au moins une paire de jeux d'engrenages planétaires soit exigée pour la mise en pratique de cette invention, on peut aussi employer un ou plusieurs jeux si plémentaires, comme on le voit dans le dispositif de changement de vitesse et de sens illustré dans les figures 4 et 5. Les composants et les caractéristiques de ce disposi- tif, qui sont les contreparties fonctionnelles de ceux déjà décrits en se reportant aux figures 1 à 3, portent les ' mêmes numéros de référence affectés d'une apostrophe et il devrait être entendu que les effets et les relations fonctionnelles sont essentiellement les mêmes que pour le dispositif des figures 1 à 3, mais avec de notables différences, comme exposé ci-après.
L'appareil des figures 4 et 5 comprend deux jeux d'engrenages planétaires, 15' et 16', ainsi que 13' et 14', qui sont généralement similaires à ceux désignés par les mêmes numéros dans les figures 1 à 3, sauf que la roue planétaire 14' est maintenue dans une relation fixe de réaction avec le carter 10a' seulement quand elle est ainsi maintenue par une goupille de blocage
30 qui peut s'accoupler dans une ouverture périphérique appropriée 30a après avoir été abaissée contre la résistance d'un ressort 30b par une came glissante 31a d'un organe de déplacement 31.
Dans la construction illustrée, les rouleaux de roue planétaire, tels que 16a', représentés dans la figure 5, sont maintenus dans des évidements de forme correspondante le long de l'intérieur du cadre généralement annulaire ou en forme de bague de la roue 16', plutôt que d'elle goupillés latéralement d'un côté; cette autre disposition se prête d'elle-même bien à l'empilage annulaire compact de plusieurs jeux d'engrenages planétaires comprenant les deux autres jeux constitués par les pignons satellites 32 et 33 et les roues planétaires coopérantes 34 et 35, respectivement, qui les entourent, dans lesquelles sont disposés les rouleaux de roues planétaires
34a et 35a.
Ces deux jeux supplémentaires d'engrenages planétaires sont munis de rouleaux et de lobes en nombres différents l'un de l'autre et de ceux du jeu comprenant les pignons 13' et 14', de façon que l'on puisse changer le rapport des vitesses et/ou le sens de la sortie. Tous les pignons satellites 15', 32, 33 et 13' sont fixés an-
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tour de l'axe d'entrée excentrique 17' établi par leur montage excentrique 7a' en vilebrequin qui, dans ce cas, fait partie intégrante de l'équilibrage 28a' et 28b', tant pour cette excentricité que pour les excentricités combi-nées des quatre pignons satellites. L'organe de déplacement
31 peut glisser dans le carter 10a' en vue de l'actionnement sélectif indépendant des deux autres goupilles 36 et
37 qui, comme la goupille 30 peuvent engager les roues planétaires 34 et 35 avec lesquelles elles coopèrent et empêcher leur rotation. Les organes d'écartement 38 et 39 maintiennent les rangées empilées de roues dentées dans leurs positions relatives correctes, dans les buts envisagés.
Dans d'autres appareils tirant profit des principes exposés ici, les formes des dents des roues planétaires peuvent être celles de dents continues telles qu'elles sont illustrées dans le brevet américain n[deg.] 3.574.489, quoique l'on préfère des rouleaux ou des chevilles pour les formes d'exécution décrites ci-dessus. Dans ce dernier cas, on devrait noter que les nombres de chevilles ou de rouleaux des roues planétaires évoqués ci-dessus sont les nombres maxima prédéterminés pour des rangées ou arrangements circulaires donnés dans lesquels les chevilles ou rouleaux sont distri-
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réels de chevilles ou de rouleaux employés peuvent être inférieurs, mais encore placés conformément à ces distributions ou arrangements. Par exemple, en se reportant aux rouleaux 16a de la roue planétaire 16 (figure 2), illustrés comme étant au nombre de douze dans l'arrangement ou distribution représenté, il est possible d'enlever beaucoup
de ces rouleaux, ou même la plupart de ceux-ci, l'opération telle que décrite précédemment se déroulant malgré cela de manière satisfaisante. Ceci est vrai des rouleaux 14a de la roue planétaire 14; un sur deux des vingt-quatie rouleaux peut être enlevé avec un résultat satisfaisant, par exemple, et cette façon de procéder est spécialement avantageuse là où le nombre maximal de rouleaux pour la distribution imposée serait autrement assez élevé. La dimension des rouleaux ne varie naturellement pas, même si le nombre utilisé est inférieur au maximum pour une distribution équiangulaire donnée. De même, ce nombre maximum, plutôt que le nombre réel de chevilles ou de rouleaux utilisés est dans chaque cas supérieur d'une unité au nombre de dents en forme de lobes du pignon satellite accouplé coopérant.
Dans une modification, les pignons satellites appariés peuvent être usinés à partir d'une ébauche intégrante, plutôt que d'être formés séparément, puis assemblés; ces paires de pignons satellites intégrants sont particulièrement appropriés à l'emploi dans des versions très miniaturisées du réducteur de vitesse et peuvent être avantageusement coulés en coquille sous pression, frittés ou moulés par injection, par exemple. En outre, les arrangements décrits qui fonctionnent pour réduire la vitesse peuvent être aussi modifiés pour fonctionner comme transmissions différentielles, avec une entrée sur l'arbre d'entrée, comme déjà expliqué, et une seconde entrée rotative appliquée à l'une des roues planétaires, l'autre roue planétaire fournissant alors la sortie rotative désirée.
En conséquent, il devrait être entendu que les mises en pratique spécifiques et les formes d'exécution préférées auxquelles on s'est référé ici sont présentées
à titre de divulgation plutôt que comme limitation et que diverses modifications, additions et substitutions peuvent y être apportées par les personnes qualifiées dans ce domaine sans s'écarter des indications données; on vise donc à couvrir toutes les modifications répondant aux intentions réelles et rentrant dans le cadre de cette invention.