FR2512404A1 - Dispositif de commande du rapport de couple pour une transmission par courroie a variation continue pour vehicules - Google Patents

Abstract

DANS UNE TRANSMISSION A VARIATION CONTINUE DU TYPE A COURROIE TRAPEZOIDALE POUR VEHICULES, LA PRESSION EN LIGNE EST APPLIQUEE A UN ASSERVISSEMENT HYDRAULIQUE 323 DE LA POULIE DE SORTIE 32, TANDIS QUE LA PRESSION QUI EST APPLIQUEE A UN ASSERVISSEMENT HYDRAULIQUE 313 DE LA POULIE D'ENTREE 31 EST REGULEE PAR UN DISPOSITIF DE COMMANDE DE RAPPORT DE COUPLE. CE DERNIER COMPREND NOTAMMENT UN CIRCUIT DE COMMANDE ELECTRIQUE QUI RECOIT DES SIGNAUX RELATIFS AUX CONDITIONS DE MARCHE DU VEHICULE, DEUX ELECTROVALVES COMMANDEES PAR LES SIGNAUX DE SORTIE DU CIRCUIT, ET UNE VALVE DE COMMANDE DE RAPPORT DE COUPLE QUI REGULE LA PRESSION HYDRAULIQUE APPLIQUEE A L'ASSERVISSEMENT DE LA POULIE D'ENTREE.

Description

Dispositif de commande du rapport de couple pour une transmission par

courroie à variation continue pour véhicules" La présente invention concerne une transmission automatique pour véhicules utilisant une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale, et elle porte plus particulièrement sur un dispositif de commande de rapport de couple qui rè'gle de façon continue une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale, sous la dépendance de signaux d'entrée Une transmission à variation contenue du type à courroie trapézoïdale peut 8 tre utilisée en combinaison avec un train d'engrenages de type planétaire assurant le changement marche avant/marche arrière, en tant que transmission automatique pour des véhicules tels que des automobiles La transmission automatique est commandée par un dispositif de commande automatique qui comprend un circuit de commande électrique recevant des signaux d'entrée relatifs aux conditions de fonctionnement telles que l'ouverture du papillon du carburateur, la vitesse du véhicule, la vitesse de rotation de la poulie d'entrée et la position du levier de changement de vitesse, et un circuit de commande hydraulique destiné à réguler le rapport de réduction entre les arbres d'entrée et de sortie et à modifier les conditions d'entraînement en marche avant et en marche arrière dans le train d'engrenages de type planétaire Le circuit de commande hydraulique comprend un levier manuel qui est actionné par un levier de changement de vitesse placé près du siège du conducteur, une valve de papillon qui est associée à l'ouverture du papillon, une valve régulatrice qui régule la pression du fluide hydraulique provenant de la source hydraulique et qui produit la pression en ligne, un dispositif de commande de rapport de couple qui commande la poulie d'entrée et qui régale le rapport de réduction entre les arbres d'entrée et de sortie, et un mécanisme de commande de changement de vitesses qui réalise le passage entre les positions N-D et le passage entre les positions N-R et qui supprime le choc pendant l'opération

de changement de vitesses.

L'invention a pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale pour véhicules, dans lequel la poulie d'entrée sait commandée

de façon progressive.

L'invention a également-pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple présentant une

structure de dimensions réduites.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel on puisse diminuer le rapport de réduction entre les poulies d'entrée et de sortie, au moment du passage à une vitesse supérieure, en applicant la pression en ligne aux asservissements hydrauliques de la poulie d'entrée et de la poulie de sortie, et dans lequel la surface de réception de pression de l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée ait une aire égale au double de celle de la poulie de sortie, ce qui augmente la force de poussée qui s'exerce sur la poulie

d'entrée.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel on puisse augmenter le rapport de réduction entre les poulies d'entrée et de sortie, au moment du passage à une vitesse inférieure, en faisant communiquer le passage conduisant à l'asservissement hydraulique de l'entrée avec un passage d'évacuation, ce qui a pour effet de diminuer la force de

poussée dans l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel le glissement entre la courroie et la poulie soit évité dans toutes les conditions de fonctionnement, en appliquant la pression en ligne à l'asservissement hydraulique-de la poulie de sortie et en appliqcuantà la courroie trapézoïdale la force

de poussée élevée qui en résulte.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel le passage menant à l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée soit obturé pour empêcher une variation de volume, lorsque le rapport de réduction entre les deux poulies

doit être maintenu constant.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequil une fuite d'huile dans n'importe quelle partie du passage menant à l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée soit compensée et dans lequel toute variation parasite du rapport

de couple produite par une fuite d'huile soit supprimée.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple comprenant deux électrovalves et une valve de commande de rapport, dans lequel la valve de commande de rapport puisse être réglée sur l'une quelconque des trois positions correspondant au passage à une vitesse supérieure, au passage à une vitesse inférieure et au maintien de la vitesse présente, par une combinaison des états excité et non excité des deux électrovalves. L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel la durée de vie de l'électrovalve soit améliorée et son encombrement soit réduit, par l'application de la pression en ligne à l'électrovalve, par l'intermédiaire d'un-orifice, et par la réduction de la quantité de fluide que commande

l'électrovalve.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel la valve de commande de rapport puisse être équilibrée à une position intermédiaire,en plapant un ressort d'un côté de la valve et un orifice d'évacuation du côté de la valve o

se trouve le ressort.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel la valve de commande de rapport puisse être stabilisée à une position intermédiaire équilibrée, en établissant une partie

chanfreinée du côté de la valve o se trouve le ressort.

L'invention a également pour but de réaliser un dispositif de commande de rapport de couple dans lequel la

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valve de commande de rapport puisse ttre stabilisée à une position intermédiaire équilibrée en appliquantla pression en ligne, par un orifice, au côté de la valve o se trouve

le ressort.

Conformément à l'invention, un dispositif de commande de rapport de couple faisant partie d'une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale pour véhicules comprenant des poulies d'entrée et de sortie montées respectivement sur les arbres d'entrée et de sortie et ayant des diamètres effectifs variables, et une courroie d'entraînement établissement un accouplement entre les poulies d'entrée et de sortie, le diamètre effectif de chaque poulie étant réglé par la pression hydraulique qui est fournie par des asservissements hydrauliques associés à chaque poulie, afin de réaliser une commande à variation continue du rapport de réduction entre les arbres d'entrée et de sortie Le dispositif de commande de rapport de couple comprend un circuit de commande électrique qui reçoit des signaux d'entrée relatifs aux conditions de marche du véhicule, comme l'ouverture du papillon, la vitesse du véhicule ou la vitesse de rotation de la poulie d'entrée et qui génère des signaux de sortie destinés à commander le diamètre effectif de la poulie d'entrée, deux électrovalves commandées par les signaux de sortie qui proviennent du circuit de commande, et une valve de commande de rapport de couple qui est commandée par les électrovalves et qui régule la pression hydraulique qui est appliquée à

l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée.

L'asservissement hydraulique de la poulie de sortie reçoit normalement la pression en ligne et la pression hydraulique qui est appliquée à l'asservissement de la poulie d'entrée est régulée en fonction des conditions de marche du véhicule, grâce à quoi le rapport de couple est commandé de façon continue. L'invention sera mieux comprise à la lecture de

la description qui va suivre de modes de réalisation donnés

à titre non limitatif La suite de la description se réfère

aux dessins annexés sur lesquels: La figure 1 est une représentation schématique d'une transmission à variation continue pour véhicules; La figure 2 est un schéma d'un circuit de commande hydraulique d'une transmission à variation continue; La figure 3 est un schéma montrant le fonctionnement d'une valve manuelle; Les figures 4 a, 4 b sont des schémas illustrant le fonctionnement d'une valve de détente et d'une valve de papillon; Les figures 5 a, 5 b et 5 c sont des schémas montrant le fonctionnement d'une valve de rapport de couple; La figure 6 est un schéma synoptique d'un circuit de commande électrique; La figure 7 est un graphique montrant la pression en ligne, considérée comme une caractéristique du circuit de commande hydraulique; La figure 8 est un graphique montrant la pression en ligne, considérée comme une caractéristique de la pression

relative au papillon; -

Les figures 9 à 11 sont des graphiques qui représentent la pression en ligne considérée comme une caractéristique d'un régulateur hydraulique correspondant à l'invention; La figure 12 est un graphique montrant une courbe correspondant au coût de carburant optimal en fonction de la puissance, pour un moteur La figure 13 est un graphique montrant les caractéristiques de couple d'un moteur; La figure 14 est un graphique montrant la courbe de performances d'un mécanisme d'alimentation en fluide La figure 15 est un graphique montrant des courbes à coût de carburant constant; La figure 16 est un graphique montrant la courbe de sortie du coupleur à fluide correspondant au coût de carburant optimal; La figure 17 est un graphique montrant la caractéristique de vitesse de rotation de sortie du coupleur à fluide correspondant au coût de carburant optimal;

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Les figures 18, 19, 22, 23, 24 et 25 sont des organigrammes qui illustrent le fonctionnement d'un circuit de commande électrique; La figure 20 est un diagramme séquentiel qui montre la commande par rapport cyclique; La figure 21 est un schéma montrant le fonctionnement d'une valve électromagnétique d'un mécanisme de commande de changement de vitesses; La figure 26 est un graphique montrant l'accélération

désirée en fonction de la vitesse; -

La figure 27 es t un graphique montrant le rapport de couple désiré en fonction de la vitesse La figure 28 est un schéma montrant le fonctionnement du mécanisme de commande de changement de vitesses; La figure 29 est un graphique montrant les caractéristiques de la pression hydraulique qui est appliquée aux asservissements hydrauliques des poulies d'entrée et de sortie; La figure 30 est un graphique montrant les caractéristiques de la pression d'électrovalve Ps; La figure 31 est un graphique montrant les caractéristiques de la pression hydraulique de sortie de la valve de commande de changement de vitesses Les figures 32 a32 c sont des schémas montrant le fonctionnement d'un dispositif de commande de rapport de couple La figure 33 est un graphique montrant la relation entre le rapport de couple des arbres d'entrée et de sortie dans une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale et le rapport depression des asservissements hydrauliques d'entrée et de sortie; et La figure 34 est un schéma montrant un autre mode de réalisation du mécanisme de commande de changement de vitesses. La figure 1 est une représentation schématique d'un dispositif de transmission à variation continue pour véhicules utilisant une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale Sur la figure, la référence désigne un moteur, la référence 102 désigne un carburateur et la référence 20 désigne une transmission qui est disposée entre le moteur 100 et l'essieu moteur La transmission 20 comprend un coupleur à fluide 21 qui est accouplé à un arbre de sortie de moteur 101, un mécanisme réducteur à engrenages 23 qui cot accouplé à un différentiel 22, une unité de transmission à variation continue comprenant une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale, 30, et un train d'engrenages de type planétaire, 40, pour

assurer le changement marche avant-marche arrière.

Le coupleur à fluide 21 est d'un type connu comprenant une roue de pompe 211 et une roue de turbine 212 accouplée à un arbre de sortie de convertisseur de couple, 214 Un autre convertisseur de couple du type à fluide ou un embrayage

mécanique peut être employé à la place du coupleur à fluide.

La transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale, 30, est d'un type connu comprenant une poulie d'entrée 31 qui comporte un flasque fixe 311 accouplé à l'arbre de sortie du coupleur à fluide, 214, constituant l'arbre d'entrée de la transmission à variation continue 30, un flasque mobile 312 placé face au flasque fixe 311, ces flasques formant un espace trapézoïdal, et un asservissement hydraulique 313 qui entraîne le flasque mobile 312; une poulie de sortie 32 qui comporte un flasque fixe 321 accouplé à un arbre intermédiaire 26 qui constitue l'arbre de sortie de la transmission à variation continue 30 i un flasque mobile 322 situé face au flasque fixe 321, ces flasques formant un espace trapézoïdal, et un asservissement hydraulique 323 qui entraîne le flasque mobile 322; et une courroie trapézoïdale 33 qui accouple la poulie d'entrée 31 à la poulie de sortie 32 La valeur du déplacement L des flasques mobiles 312 et 322 sur les arbres d'entrée et de sortie 31 et 32 détermine le rapport de couple entre les arbres d'entrée et de sortie La quantité L varie dans la plage O 12 13 14 ( < 12 < 13 < 14) si bien que le rapport de couple T entre l'arbre d'entrée 214 etl'arbre de sortie 26 de la transmission à variation continue 30 varie

de façon continue sur la plage t 1 t 2 t 3 t 4 (t 1 <t 2 <t 3 <t 4).

Du fait que la surface de réception de pression de l'asservissement hydraulique d'entrée 313 a une aire environ deux fois plus grande que celle de l'asservissement hydraulique de sortie 323, dans ce mode de réalisation, le flasque mobile d'entrée 312 est soumis à une force d'entraînement plus grande que le flasque mobile de sortie 322, même lorsque la pression hydraulique dans l'asservissement 313 est inférieure ou égale à la pression dans l'asservissement 323 On peut obtenir l'aire supérieure pour la surface de réception de pression de l'asservissement hydraulique 313 en agrandissant le diamètre employé dans l'asservissement ou en utilisant un piston dont la surface réceptiricea une aire égale au

double de celle de l'asservissement.

Le train d'engrenages de type planétaire 40 qui assure le changement marche avant marche arrière comprend un planétaire 41 qui est accouplé à l'arbre intermédiaire 26 qui constitue l'arbre de sortie de latransmission à variation continue 30, une couronne dentée 43 qui est accouplée à un carter 400 de l'unité de transmission par l'intermédiaire d'un frein multidisque 42, un double satellite 44 qui tourne entre le planétaire 41 et la couronne dentée 43, en engrenant avec ces éléments, un porte-satellite 46 qui supporte le double satellite 44 et qui est accouplé de façon tournante à l'arbre intermédiaire 26 par l'intermédiaire d'un embrayage multidisque 45 et à un second arbre intermédiaire 47 constituant l'arbre de sortie du train d'engrenages de type planétaire 40, un asservissement hydraulique 48 qui actionne le frein multidisque 42 et un asservissement hydraulique 49 qui actionne l'embrayage multidisque 45 Le train d'engrenages de type planétaire 40,- assurant le changement marche avant marche arrière, procure la marche avant lorsque l'embrayage multidisque 45 est embrayé alors que le frein multidisque 42 est relâché, et il procure la marche arrière avec-un rapport de réduction de 1,02 lorsque l'embrayage 45 est débrayé alors que le frein 42 est serré Le rapport de réduction de 1,02 en marche arrière est faible en comparaison de celui d'une unité de transmission habituelle Cependant, dans ce mode de réalisation, le rapport de réduction obtenu par la transmission à variation

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continue du type à courroie trapézoïdale, par exemple 2,4, et les caractéristiques de réduction du mécanisme de réduction à engrenages 23, qui sera décrit par la suite, permettent

d'obtenir un rapport de réduction approprié.

Le mécanisme de réduction à engrenages 23 compense le faible rapport de réduction de la transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale 30, en comparaison d'une unité de transmission habituelle, et il établit un rapport de réduction de 1,45 entre les arbres d'entrée et

de sortie, pour augmenter le couple.

Lc différentiel 22 est accouplé à l'essieu (non représenté) et il procure un rapport de réduction final de

3,727/1.

La figure 2 représente un circuit de commande hydraulique qui commande l'un ité de transmission à variation

continue dans la transmission de la figure 1.

Conformément au mode de réalisation considéré, le circuit de commande hydraulique comprend une source de pression hydraulique 50, un régulateur hydraulique 60, un mécanisme de commande de changement de vitesses 70 qui commande les instants d'enclenchement du frein multidisque et de l'embrayage multidisque dans le train d'engrenages de type planétaire et qui retarde le choc au momentdu passage entre-les positions N-P et N-R, et un dispositif de commande de rapport de couple 80. Le régulateur hydraulique 60 comprend une valve manuelle 62 qui est actionnée manuellement par un levier de changement de vitesses (non représenté), une valve de détente 64 et une valve de papillon 65 établissant respectivement une pression de détente et une pression de papillon qui dépend de l'ouverture G du papillon du carburateur 102, une valve de rapport de couple 66 qui est accouplée au flasque mobile 321 de la poulie de sortie, cette valve de rapport de couple 66 appliquant la pression en ligne à la valve de détente 64 et diminuant la pression dans un passage de réaction hydraulique de sortie 9 allant vers la valve de papillon 65, en correspondance avec la valeur du déplacement du flasque mobile 321, et une valve de régulateur 61 qui régule la pression hydraulique qui provient de la source de pression hydraulique 50 et qui applique la pression

en ligne à certaines parties du régulateur hydraulique 60.

La source de pression hydraulique 50 fournit à la valve de régulateur 61, par un passage 11, de l'huile

hydraulique pompée à partir d'une crépine à huile 51.

La source de pression hydraulique 50 utilise une pompe 52 qui est entraînée par le moteur et elle comporte un clapet de décharge 530 En considérant la figure 3 qui montre la valve manuelle 62, on voit qu'un tiroir 621 peut être placé dans des positions P, R, N, D et L qui correspondant aux positions P, R, N, D et-L du levier de changement de vitesses que le conducteur peut sélectionner manuellement La valve manuelle 62 transmet ainsi vers les passages de sortie 3-5 la pression en ligne qui provient du passage 1, conformément au tableau ci-dessous:

P R N D L

Passage 3 X X X O O

" 4 X 0 X X X

"' 5 X O X X O

Dans ce tableau, O indique 1 a transmission de la pression à partir du passage 1 et X indique l'absence de transmission de la pression du passage 1 vers les passages

3 5.

En considérant la figure 2, on voit que la valve de régulateur 60 comporte un tiroir 611 et un piston de valve de régulateur 612 qui réagit à la pression de détente et à la pression de papillon en commandant le tiroir 611 L'aire de l'espace assurant la communication avec l'orifice de sortie 614 varie en fonction du déplacement du tiroir 611 La pression en ligne est appliquée au passage 1 à partir d'un orifice de sortie 616 De lhuile hydraulique provenant de l'orifice de sortie 614 traverse le passage 12 en direction d'un dispositif de refroidissement d'huile de coupleur à fluide et d'autres

dispositifs qui nécessitent une lubrification.

La valve de détente 64 comporte un tiroir 641 qui est accouplé de façon que sa position corresponde à l'ouverture 8 du papillon du carburateur 102, comme le montrent les figures 2 et 4 Lorsque O < O i 1, le passage 5 communique avec le passage de sortie de pression de détente 7 qui conduit à l'orifice d'entrée 6161 dans la valve de régulateur 61, comme le montrent les figures 2 et 4 a; lorsque el < e L 10 oo %, le passage 7 communique avec le passage 6 qui connecte la valve de détente 64 à la valve de rapport

de couple 66.

La valve de papillon 65 comporte un tiroir 651 dont une extrémité est disposée en série avec le tiroir 641 de la valve de détente, par l'intermédiaire d'un ressort 645, tandis que son autre extrémité est accouplée à un ressort 652 Le tiroir 651 se déplace en correspondance avec les variations de l'ouverture O du papillon, cette ouverture étant transmise par le tiroir 641 et le ressort 645 L'aire d'ouverture de l'orifice 653 menant au passage 1 est ainsi régulée et la pression de papillon est transmise au-passage 8 qui mène à l'orifice d'entrée 618 dans la valve de régulateur 61 Les passages 9 et 10 exercent une commande par réaction de la pression hydraulique de sortie et ils sont branchés au

passage 8 et comportent des orifices respectifs 654 et 655.

Le tiroir 651 reçoit la pression hydraulique de sortie de réaction, par les passages 9 et 10, sur une zone 656 et sur une autre zone 657 et l'aire de réception de pression de la

zone 657 est supérieure à celle de la zone 656.

La valve de rapport de couple 66 qui est représentée sur les figures 2 et 5 a 5 c comporte un tiroir 662 qui est accouplé au flasque mobile 322 de la poulie de sortie 32 par une tringle de liaison 667 Lorsque la valeur du déplacement L du flasque mobile 322 est comprise dans la plage 13 < L _ 14 (le rapport de couple T est dans la plage t 2 > T > t 1), le tiroir 662 est placé à gauche commie le montre la figure 5 a, grâce à quoi un orifice d'entrée 664 menant au passage de réaction de pression hydraulique de sortie, 9, dans la valve de papillon 65, est fermé et la pression dans la valve de détente 64 est réduite par la communication entre le passage de sortie 6 de la valve de rapport de couple 66 et un passage d'évacuation 665 Lorsque la valeur du déplacement L du flasque mobile 322 est dans la plage 12 <L < 13 (t 3 > T > t 2), le tiroir 662 est positionné dans une partie intermédiaire, tomme le montre la figure 5 b, ce qui fait que l'orifice 664 menant au passage 9 communique avec un orifice d'évacuation 666 de façon à réduire la pression dans le passage 9 Lorsque la valeur du déplacement L est comprise dans la plage 0 < L < 12 (t 4 > T > t 3), le tiroir 662 est positionné vers la droite, comme -le montre la figure 5 c, ce qui fait qu'un orifice 663 menant au passage 1 communique avec le

passage 6 qui reçoit la pression en ligne.

Le tiroir 662 est accouplé de façon glissante au flasque mobile 322 de la poulie de sortie 32, cette poulie étant dans un état de rotation Du fait que le mouvement du tiroir 662 dans la direction de l'axe de la valve ne rencontre pas l'opposition d'un ressort, d'une pression hydraulique ou autre, comme le montrent les figures 5 a 5 c, le transfert de la valeur de déplacement du flasque mobile n'est pas gèné

et l'abrasion est évitée.

En considérant la figure 2, on voit que le mécanisme de commande de changement de vitesses 70 comprend une valve de commande de changement de vitesses 71 qui comporte un ressort 711 à une extrémité et un-tiroir* 712, recevant la pression en ligne à partir d'une chambre d'huile 713, à l'autre extrémité, un orifice 72 disposé dans le passage 1 qui applique la pression en huile à la chambre d'huile 713, une valve de limitation de pression 73 montée entre l'orifice 72 et la chambre d'huile 713, et une électrovalve 74 qui est commandée par un circuit de commande électrique qu'on décrira par la suite et qui régule la

pression hydraulique dans la chambre d'huile 713.

Lorsque l'électrovalve 74 est actionnée, elle ouvre un orifice d'évacuation 741 et la pression dans la chambre d'huile 713 tombe, et le tiroir 712 de la valve de commande de changement de vitesses 71 est déplacé vers la droite sur la figure, sous l'action du ressort 711 Ainsi, le passage 13, menant à l'asservissement hydraulique 49 qui agit sur l'embrayage multidisque 45 du train d'engrenages du type planétaire 40, et le passage 14, menant à l'asservissement hydraulique 48 qui agit sur le frein multidisque 42, communiquent respectivement avec les orifices d'évacuation 714 et 715 et la pression dans ces passages tombe, de façon à relâcher l'embrayage multidisque 45 ou le frein multidisque 42. Lorsque l'électrovalve 74 n'est pas actionnée, l'orifice d'évacuation 741 est fermé et le tiroir 712 est positionné du côté gauche sur la figure, sous l'effet de la pression en ligne qui est appliquée à la chambre d'huile 713 Ainsi, les passages 3 et 4 communiquent respectivement avec les passages 13 et 14 afin d'enclencher le frein multidisque 42 ou l'embrayage multidisque 45 Dans ce mode de réalisation, la valve de commande de changement de vitesses 71 est munie de chambres d'huile 717 et 716, afin de renvoyer la pression hydraulique de sortie dans les passages 13 et 14, de façon à retarder une augmentation de la pression de sortie et de façon à éviter un choc au niveau de l'embrayage multidisque

et du frein multidisque 42 au moment de l'enclenchement.

L'unité de comnmande de rapport de couple 80 comprend une valve de commande de rapport de couple 81, des orifices 82 et 83, Ime électrovalve de passage à une vitesse inférieure 84 et une électrovalve de passage à une vitesse supérieure La valve de commande de rapport de couple 81 comporte des chambres d'huile 815 et 816 aux deux extrémités desquelles la pression en ligne est appliquée à partir du passage 1, par les orifices respectifs 82 et 83, une chambre d'huile 819 qui comporte un orifice d'entrée 817 menant au passage 1 et faisant varier l'aire d'ouverture conformément à la valeur du déplacement du tiroir 812, et un orifice de sortie 818 menant à l'asservissement hydraulique 313 de la poulie d'entrée 31 de la transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale, 30, par le passage 31, un orifice d'évacuation 814 évacuant la chambre d'huile 819 conformément à la valeur du déplacement du tiroir 812, et un orifice d'évacuation 813 évacuant la chambre d'huile 815 conformément à la valeur du déplacement du tiroir 812 L'électrovalve de passage à une vitesse inférieure, 84,et l'électrovalve de passage à une vitesse supérieure, 85, sont respectivement accouplées aux chambres d'huile 815 et 816 de la valve de commande de rapport de couple 81 Les deux électrovalves 84 et 85 sont actionnées par le signal de sortie du circuit de commande électrique, de la manière décrite ci-après, et elles évacuent respectivement les chambres d'huile 815 et 816. La figure 6 montre la structure du circuit de commande électrique qui est destiné à commander l'électrovalve 74 du mécanisme de commande de changement de vitesses 70, l'électrovalve de passage à une vitesse inférieure 84 et l'électrovalve de passage à une vitesse supérieure 85 du dispositif de commande de rapport de couple 80, dans le circuit de commande hydraulique qui est représenté sur la

figure 2.

Le circuit de commande électrique comprend un interrupteur de levier-de changement de vitesses 901 qui détecte les positions P, R, N, D ou L dulevier de changement de vitesses, un capteur de vitesse de rotation 902 qui détecte la vitesse de rotation de la poulie d'entrée 31, un capteur de vitesse du véhicule 903, un capteur de papillon 904 qui détecte l'ouverture du papillon du carburateur, un circuit de détection et de traitement de vitesse 905 qui convertit le signal de sortie du capteur de vitesse de rotation 902 en un signal de tension, un circuit de détection de vitesse du véhicule 906 qui convertit le signal de sortie du capteur de vitesse du véhicule 903 en un signal de tension, un circuit de détection et de traitement d'ouverture du papillon, 907, qui convertit le signal de sortie du capteur de papillon 904 en un signal de tension, des interfaces d'entrée 908-911 pour les capteurs 901, 902, 903 et 904, une- unité centrale 912, une mémoire morte 913 qui enregistre le programme de commande pour les électrovalves 74, 84, 85 et les données nécessaires pour leur commande, une mémoire vive 914 qui enregistre temporairement les données et les paramètres d'entrée nécessaires pour la commande, une horloge 915, une interface de sortie 916, et un circuit d'attaque de sortie d'électro Valve 917 qui convertit le signal de sortie de l'interface de sortie 916 en un signal de sortie d'attaque pour l'électrovalve de passage à une 2 i 12404 vitesse supérieure 85, l'électrovalve de passage à une vitesse inférieure 84 et l'électrovalve de commande de changement de vitesses 74 Les interfaces d'entrée 908-911, l'unité centrale 912, la mémoire morte 913, la mémoire vive 914 et l'interface de sortie 916 communiquent mutuellement par une voie de données 918 et par une voie

d'adresse 919.

On va maintenant décrire la fonction du régulateur hydraulique 60, comprenant dans ce mode de réalisation la valve de rapport de couple 66, la valve de détente 64, la valve de papillon 65, la valve manuelle 62 et la valve

de régulateur 61.

Le fluide actif dans le circuit de commande hydraulique provient de la pompe 52 qui est entraînée par le moteur Unepression en ligne élevée entraîne des pertes de puissance élevées dans la pompe 52 Pour entraîner un véhicule avec un faible coût de carburant, la pression en ligne qui est appliquée au circuit de commande hydraulique doit avoir la valeur minimale nécessaire Dans le cas de la transmission à variation continue, la pression en ligne doit être suffisante pour que les asservissements hydrauliques de la poulie d'entrée 31 et de la poulie de sortie 32 puissent fournir le couple sans glissement de la courroie trapézoïdale 33 Sur la figure 7, les lignes en trait continu montrent les valeurs minimales nécessaires pour la pression en ligne correspondant à une variation du rapport de réduction T entre les arbres d'entrée et de sortie, pour diverses ouvertures du papillon, de façon que le moteur soit entraîné avec un coût de carburant optimal Au démarrage, il est préférable d'utiliser la pression en ligne qui est représentée par les lignes en pointillés Les lignes en pointillés correspondent à une pression en ligne qui est supérieure d'environ 20 % à celle des lignes en trait continu, du fait que le moteur ne peut pas être entraîné avec un coût de carburant optimal au moment du démarrage Au moment du freinage, la pression en ligne qui est représentée en trait mixte est préférable, même lorsque l'ouverture du papillon est O = O. 1 6 Dans ce mode de réalisation, la pression en ligne en sortie de la valve de régulateur 61 est régulée par le régulateur hydraulique 60 en fonction des positions de changement de vitesses L, D, N, R ou P de la valve manuelle 62, de la variation de l'ouverture O du papillon

et du rapport de réduction entre les deux poulies, c'est-à-

dire le rapport de réduction entre les arbres d'entrée et de sortie, de la manière suivante Position D Dans la valve manuelle 62, seul le passage 1 reçoit la pression en ligne et la pression dans les passages 4 et 5 est déchargée Si l'électrovalve de commande de changement de vitesses 74 du mécanisme de commande du changement de vitesses 78 est désexcitée et si la pression en ligne est appliquée à la chambre d'huile 713, le mouvement vers la droite du tiroir 712 fait communiquer mutuellement les passages 3 et 13 Ainsi, la pression en ligne qui est appliquée au passage 3 agit sur l'asservissement hydraulique 49 de l'embrayage multidisque 45 de la marche avant, par l'intermédiaire du passage 13, et le véhicule est prêt pour

la marche avant -

( 1) Le rapport de couple T est compris dans la plage t 1 j T <t 2 En considérant la figure 5 a, on voit que la valve de rapport de couple 66 ferme un orifice 663 qui mène au passage 1 et que le passage 6 communique avec un orifice d'évacuation 665 et est déchargé Ainsi, le passage 7 ne reçoit pas la pression de détente (égale à la pression en ligne), indépendamment de l'ouverture e du papillon Du -fait qu'un orifice 664 menant au passage 9 est fermé et que le tiroir 651 de la valve de papillon 65 reçoit la pression de réaction non seulement dans la zone 656 mais également dans la zone 657, la valve de papillon 65 applique au piston de valve de régulateur, 613, de la valve de régulateur 61, par le passage 8, la pression de papillon qui correspond à l'ouverture e du papillon, conformément à la courbe caractéristique (c) de la figure 8 La pression en ligne qui provient de la valve de régulateur 61 est représentée dans la région (f) de la figure 9 et par la courbe (e) de la

figure 10.

( 2) Le rapport de couple T est dans la plage t 2 < T <t 3 En considérant la figure 5 b, on voit que la valve de rapport de couple 66 ferme l'orifice 663 et que le passage 9 communique avec un orifice d'évacuation 666 La pression dans le passage 6 est déchargée par l'orifice 665 Ainsi,

la pression de détente n'apparaît pas dans le passage 7.

Du fait que le passage 9 est déchargé-et que la pression de réaction n'est pas appliquée à la zone 657 du tiroir 651, la pression de papillon augmente de la manière qui est représentée par la courbe caractéristique (d) de la figure 8 La pression en ligne est représentée dans la région (k)

de la figure 9 et par la courbe (g) de la figure 10.

( 3) Le rapport de couple T est dans la plage t 3 4 T t En considérant la figure 5 c, on voit que le passage 9 est déchargé par un orifice d'évacuation 666 et la pression de papillon est représentée par la courbe (d) de la figure 8, comme dans le cas ( 2) ci-dessus L'orifice 663 est ouvert et les passages 1 et 6 communiquent mutuellement -Lorsque l'ouverture du papillon, e, est comprise dans la plage O < e i e 1 % et lorsque le tiroir 641 de la valve de détente 64 est disposé du côté gauche, comme le montre la figure 4 a, le passage 6 est fermé par le tiroir 641 et le passage 7 est déchargé par le passage 5, sous l'action de la valve manuelle 62 Lorsque l'ouverture du papillon, e, est comprise dans la plage e) % < o S zoo % le tiroir 641 se trouve de la manière qui est représentée sur la figure 4 b et les passages 6 et 7 communiquent mutuellement La pression de détente est ainsi produite dans le passage 7 La pression en ligne est représentée dans la région (l) de la figure 9 et par la courbe (i) de la

figure 10 et elle varie en échelon pour e = 1 %.

Position L Dans la valve manuelle 62, les passages 5 et 1 communiquent mutuellement Les passages 3 et 4 sont disposés

d'une manibre similaire à celle de la position d.

( 1) Le rapport de couple T est dans la plage t 1 < T < t 2 Lorsque l'ouverture du papillon est dans la plage 0 _ e <e, les passages 5 et 7 cotrdnuniquen It, mutuellement

dans la valve de détente 64, comme le montre la figure 4 a.

La pression de détente est produite dans le passage 7 de façon à faire monter le piston de papillon et la pression en ligne prend une valeur élevée Lorsque 61 % e a 10 i % O le passage 7 est déchargé par le passage 6 et l'orifice dévacuation 665 de la valve de rapport de couple 66 La pression de détente n'est pas produite et la pression de papillon est égale à celle qui existe dans la position D. La pression en ligne correspond alors à la courbe (k) de

la figure 11.

( 2) Le rapport de couple T est dans la plage t 2 < T < t Ce cas est différent du cas ( 1) immédiatement précédent dans la mesure o le passage 9 communique-avec l'orifice d'évacuation 666 et est déchargé dans la valve de rapport de couple 66 La pression de papillon qui est appliquée à la valve de régulateur 61 à partir de la valve de papillon 65, par le passage 8, est augmentée La pression

en ligne est représentée par la courbe (j) de la figure 11.

( 3) Le rapport de couple T est dans la plage t 3 < T < t 4 Les passages 6 et 1 communiquent mutuellement dans la valve de rapport de couple 66 et le passage 9 est déchargé par l'orifice d'évacuation 666 Du fait que la pression en ligne est appliquée aux deux passages 6 et 5, la pression de détente est transmise par la valve de

détente 64, indépendamment de l'ouverture du papillon.

La valve de régulateur 61 reçoit la pression de détente et la pression de papillon d'une manière similaire à celle du cas ( 2) immédiatement précédent et la pression en

ligne est représentée par la courbe (h) de la figure 11.

Position R Comme le montre le tableau considéré précédemment, les passages 4 et 5 communiquent avec le passage 1 dans la valve manuelle 62 et le passage 3 est déchargé Si l'électrovalve de commande de changement- de vitesses 74 qui fait partie du mécanisme de commande de changement de vitesses 70 est désexcitée et si la pression en ligne est appliquée à la chambre d'huile 713, le mouvement vers la gauche du tiroir 712 fait communiquer mutuellement les passages 4 et 14 La pression en ligne qui est appliquée au passage 4 est transmise par le passage 14 vers l'asservissement hydraulique 48 du frein multidisque de marche arrière 42, et le véhicule est ainsi prêt pour la marche arrière La pression en ligne est appliquée au passage 5 et fonctionne de la même manière que- dans la position L Dans la position R, le rapport de couple T dans la transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale 30 est fixé au rapport de couple maximal T = t V Par conséquent, il n'est pas nécessaire que le train d'engrenages de type planétaire 40 procure un rapport de réduction élevé Dans ce mode de réalisations la commande de la pression en ligne est possible, comme dans le cas de la position L, même lorsque le rapport de couple T est soumis à une variation, dans la position R. Position P et Dosition N Les passages 3, 4 et 5 sont déchargés par la valve manuelle 62 Du fait que le passage 5 est déchargé, la pression en ligne que fournit la valve de régulateur 61 est la même que dans la position D. Lorsque la valve manuelle 62 est déplacée vers la position D, N ou P, la pression en ligne dans la'plage de rapport de couple t < T <t est fixée à des valeurs inférieures pour les ouvertures de papillon inférieures à e) %, comme le montre la courbe caractéristique (i) de la figure 10 Si la pression en ligne était fixée à des niveaux supérieurs pendant la marche, il serait difficile de maintenir la pression en ligne, du fait que des fuites d'huile importantes se produisent dans diverses parties du circuit hydraulique, lorsque la température de l'huile est élevée En outre, une diminution de la quantité d'huile transmise au refroidisseur d'huile augmenterait encore la température de l'huile et pourrait créer des

difficultés.

Lorsqu'on fait passer la valve manuelle 62 sur la position L ou R, la pression en ligne dans la plage t 1 < T <t 2 est fixée à des valeurs supérieures pour les ouvertures de papillon inférieures à e 1 Ci comme le montrent les courbes (h) et (k) de la figure 11, du fait qu'une pression hydraulique relativement élevée est nécessaire pendant le fonctionnement en frein moteur, même pour les ouvertures faibles du papillon La-pression hydraulique nécessaire dans cette condition est représentée par la courbe en trait mixte sur la figure 7 En considérant la figure 9, on note que si la pression-en ligne est proche de la valeur nécessaire représentée sur la figure 7, la puissance perdue dans la pompe 52 est réduite et le rendement est amélioré en ce qui concerne le coût du carburant et la

consommation spécifique de carburant.

On va maintenant décrire le fonctionnement du circuit de commande électrique 90; du mécanisme de commande de changement de vitesses 70 commandé par le circuit 90 et du dispositif de commande de rapport de couple 80 dé l'invention, en se référant aux organigrammes qui sont représentés sur

les figures 18 à 27.

Dans ce mode de réalisatin, la vitesse de rotation N' de la poulie d'entrée est commandée par le circuit-de commande électrique 90 de façon à optimiser le coût du

combustible pour tous les degrés d'ouverture du papillon.

De façon générale, on fait fonctionner un-moteur de véhicule conformément à la courbe de coût de carburant optimal pour une puissance donnée, qui est représentée en pointillés sur la figure 12 Sur la figure 12, l'abscisse représente la vitesse de rotation du moteur (t/mn) et l'ordonnée représente le couple sur l'arbre de sortie (m da N) La consommation spécifique de carburant Q (g k W 1 h 1) et la puissance P (k W) à n'importe quel point A sont données respectivement par la courbe,à consommation de carburant constante en trait continu et par la courbe à puissance constante en trait mixte La consommation de carburant par heure au point A est donnée par: S = Q x P (g/h) On calcule la valeur de consommation de carburant par heure, S, pour chaque point le long de courbes à puissance constante,pour déterminer le point ayant une valeur minimale de S sur chaque courbe à puissance constante En reliant les points à S minimal sur chaque courbe à puissance constante, on obtient la courbe de coût de carburant optimal en fonction de la puissance, qui montre les conditions de fonctionnement du moteur donnant la consommation de carburant optimale pour toutes les puissances Dans ce mode de réalisation dans lequel le moteur 100 est associé au coupleur à fluide 21, la courbe de sortie du coupleur à fluide correspondant au coût de carburant optimal, représentée sur la figure 16, est obtenue d'une manière similaire à la procédure décrite ci-dessus, à partir de la caractéristique de sortie du moteur en fonction de l'ouverture du papillon, représentée sur la figure 13, à partir de la courbe caractéristique du coupleur à fluide représentée sur la figure 14, et à partir de la courbe à consommation de carburant spécifique constante du moteur, représentée sur la figure 15 La figure 17 montre la corrélation entre l'ouverture du papillon et la vitesse de rotation de sortie du coupleur à fluide qui est obtenue à partir de la courbe de sortie du coupleur à fluide avec un coût de carburant optimal de la figure 16 La vitesse de rotation de sortie du coupleur à fluide représentée sur cette figure est utilisée en tant que vitesse de rotation

de la poulie d'entrée dans ce mode de réalisation.

Dans la transmission à variation continue de ce mode de réalisation, le rapport de réduction entre la poulie d'entrée 31 et la poulie de sortie 32 est déterminé par la vitesse de rotation de la poulie d'entrée avec le coût de carburant optimal donné par la procédure ci-dessus et la vitesse de rotation réelle de la poulie d'entrée

après réduction.

On commande le dispositif de commande de rapport de couple 80 en comparant la vitesse de rotation de la poulie d'entrée avec le coût de carburant optimal que donne la figure 17 avec la vitesse de rotation réelle de la poulie d'entrée, et on régule le rapport de réduction entre les * poulies d'entrée et de sortie en utilisant les deux électrovalves 84 et 85 dans le dispositif de commande 80, afin que la vitesse de rotation réelle coïncide avec la vitesse de rotation qui correspond au coût de carburant optimal. La figure 18 représente un organigramme de l'ensemble du dispositif de commande relatif-à la vitesse de rotation de la poulie d'entrée Le capteur de papillon 904 détermine l'ouverture du papillon 8 à la case 901 et l'interrupteur de levier de changement de vitesses 901 détermine la position du levier de changement de vitesses à la case 922 Lorsqu'il est établit que le levier de changement de vitesses est sur la position P ou N, un sous-programme 930 destiné à traiter la position P ou N, représenté sur la figure 19, entre en action Le sous- programme 930 désexcite les deux électrovalves 84 et 85 à la case 931 et la mémoire vive enregistre l'état du levier de changement

de vitesses dans la position P ou N à la case 932 La poulie-

d'entrée 31 est ainsi dans un état-neutre Lorsqu'on fait passer le levier de changement de vitesses de la position P ou N à la position R, ou de la position N à la position D, le traitement de réduction de choc est accomplit aux cases 940 et 950, afin de retarder le choc qui intervient respectivement dans le passage des position P N à la position R et dans le passage de la position N à la position D Le traitement de réduction de choc est effectué en appliquant àl'électrovalve de commande de changement de vitesses 74 du mécanisme de commande de changement de vitesses représentée sur la figure 21 un train d'impulsions dont la largeur d'impulsion décroît progressivement, de la manière représentée sur-la figure 20 La largeur d'impulsion dans chaque période K* est représentée par L* n M* (n = 1, 2, 3,) et ce type de commande est appelé ci-après "commande par rapport cyclique" Lorsque l'électrovalve de commande de changement de vitesses 74 est soumise à la commande par rapport cyclique de la manière décrite ci-dessus, la chambre d'huile 713 de la valve-de commande de changement de vitesses 71 reçoit-une pression hydraulique Ps qui est

régulée conformément à la commande par rapport cyclique.

Le mécanisme de commande de changement de vitesses régule les instants d'application et de décharge de la pression hydraulique pour les asservissements hydrauliques 48 et 49 du train d'engrenages de type planétaire 40, par l'action de l'électrovalve 74, sous l'effet du signal de sortie du circuit de commande électrique 90, afin de supprimer le choc pendant le changement de vitesses Le mécanisme de commande 70 maintient également la limite supérieure de la pression hydraulique appliquée aux asservissements hydrauliques 48 et 49 au-dessous d'une valeur déterminée, afin de limiter la pression d'enclenchement

de l'embrayage et du frein.

En considérant la figure 28, et en admettant que les aires de réception de pression des zones du tiroir 712 de la valve de commande de changement de vitesses 71 soient représentées successivement par S SV 51, a 2 à partir de la gauche, que la force du ressort 711 soit représentée par Fs 1 et que la pression hydraulique dans la chambre d'huile 713 soit représentée par Ps, l'asservissement hydraulique 49 de l'embrayage multidisque 45, embrayé en marche avant, et l'asservissement hydraulique 48 du frein multidisque 42, enclenché en marche arrière, reçoivent respectivement des pressions hydrauliques Ps et Pb qui sont calculées de la manière suivante à partir des équations d'équilibre hydraulique ( 1) et ( 2): Marche avant: Ps X Si = Pc x 52 + Fs 1 s Fs 1 p C = Si x Ps

52 52

Marche arrière: Ps x 51 = Pb X (Si 52) + Fsi ( 2) s X Fs 1 Pb X Ps

S 52 51 52

En admettant que l'aire de réception de pression du corps de valve 731 qui est introduit dans la valve de limitation de pression 73 soit représentée par 53 et que la force d'un ressort 732 qui se trouve derrière le corps de valve 731 soit représentée par Fs 2, la valve de limitation de pression 73 est actionnée par Pl,,it, c'est-à-dire la valeur maximale de Ps, calculée de la manière suivante à partir de l'équation d'équilibre hydraulique ( 3): limite X 53 = Fs 2 ( 3) Fs limite S Pc et Pb sont respectivement limités aux valeurs maximales Plimi et Pb lim conformément aux équations ( 4) et ( 5) limite limite' ci- dessous: s F Marche avant Pc x P f ( 4) limite 2 limite

52 52

Marche arrière Pblimite X Pimit ( _ si 52 S 1 52 La figure 22 montre un organigramme qui correspond au cas de la commande par rapport cyclique par les paramètres K*, L*, M* représentés sur le diagramme séquentiel de la figure 20 La décision FLG déterminant si le traitement destiné à la réductions de choc est-effectué ou non est prise à la case 941 Si le traitement de réduction de choc doit être effectué, retraitement se poursuit Dans le cas contraire, tout changement de la position du levier de changement de vitesses 901 est déterminé aux cases 942 et 943 Un changement faisant passer de la position P ou N à la position R est déterminé en 942; un changement faisant passer de la position N à la position D est déterminé en 943 Si un changement est détecté, les paramètres correspondants K*, L*, M* sont fixés à la case 944 ou 945 et l'indicateur FLG désignant l'état prêt pour le traitement de réduction de choc est mis en fonction à la case 955 Si aucun changement n'est détecté, le traitement fait l'objet d'un retour et la réduction de choc au changement de vitesses n'est pas effectuée Le paramètre K qui définit la fin d'une période K* du traitement de réduction de choc est déterminé à la case 946 Si la valeur de K n'est pas positive, K est fixé à

K*, L* est fixé à L* M* et L est fixé à L*, à la case 947.

On détermine à la case 948 si la relation L <O est satisfaite ou non Si L < O, l'indicateur FLG est mis hors fonction à la case 949 L'état dans lequel L < O et dans lequel l'indicateur FLG est hors fonction désigne la fin du traitement de réduction de choc Si on détermine à la case 946 que le paramètre K définissant la fin d'une période K* est positif, K-1 est fixé à K à la case 950 Lorsque K est fixé à la case 950 et lorsqu'il a été déterminé à la case 948 que la relation L < O est satisfaite, le paramètre L définissant la fin de la durée à l'état excité dans une période K est déterminé à la case 951 Si L=O, l'électrovalve 74 reçoit un ordre de désexcitation à la case 952 Si L est différent de zéro, l'électrovalve 74 reçoit un ordre d'excitation à la case 953 et L-1 est fixé à L à la case 954, ce qui entraîne le retour du traitement On peut effectuer un traitement de réduction de choc similaire en utilisant le temporisateur programmable 920 qui est

représenté sur la figure 6.

En considérant la figure 18, on note qu'après le traitement de réduction de choc N-D ayant lieu à la case 950, le capteur de vitesse de rotation de la poulie d'entrée, 902, détecte la vitesse de rotation réelle de la poulie d'entrée, N', à la case 923 On détermine à la case 924 si l'ouverture du papillon e est égale ou non à zéro Si e # O, les données relatives à la vitesse de rotation de la poulie d'entrée N* pour la consommation optimale de carburant correspondant à l'ouverture du papillon e sur la figure 17, qui ont été enregistrées au préalable dans la mémoire morte 913, sont fixées à la case 960 Dans le sous-programme qui est représenté sur la figure 23, l'adresse d'enregistrement des données relatives à N* est fixée à la case 961 et les données relatives à N* sont lues à l'adresse fixée à la case 962, après quoi la mémoire vive d'enregistrement de données 914 enregistre temporairement,

à la case 963, les données lues pour N*.

La vitesse de rotation réelle de la poulie d'entrée N' est comparée à la case 927 avec la vitesse de rotation de la poulie d'entrée N* qui correspond au co It de carburant optimal Si N' < N*, l'ordre de manoeuvre de l'électrovalve de passage à une vitesse inférieure, 84, est généré à la case 928; si NI > N*, l'ordre de manoeuvre de Vélectrovalve de passage à une vitesse inférieure, 85, est généré en 929; et si N' = N*, un ordre de désexcitation pour les

deux électrovalves 84 et 85 est généré en 920.

Lorsque e = O, c'est-à-dire lorsque le papillon est entièrement fermé, la décision déterminant si le levier de changement de vitesses est placé sur la position D ou la position L est prise à la case 926 afin de déterminer la nécessité d'un fonctionnement en frein moteur Si nécessaire, la commande de freinage moteur est effectuée à

la case 970 ou 980.

La figure 24 montre un programme de commande de freinage moteur pour la position D qui est effectué à la case 970 Le capteur de vitesse du véhicule, 903, détecte la vitesse du véhicule V à la case 971 et l'accélération " est calculée à la case 972 On détermine à la case 973 si l'accélération Xt est égale à l'accélération A qui est adaptée à la vitesse du véhicule Si î > A, N* est fixé à une valeur supérieure à celle de N'; afin d'effectuer une commande de passage à une vitesse inférieure à la case 974, après quoi le traitement est soumis à un retour Si CL _<A, la vitesse de rotation de la poulie d'entrée N* correspondant à la consommation de carburant optimale, pour l'ouverture de papillon 6,est fixée à la case 975 puis le traitement est soumis a un retour La relation entre la vitesse du véhicule et l'accélération adaptée A est déterminée expérimentalement ou par calcul pour différents véhiculeset

elle est représentée sur la figure 26.

La figure 25 montre la commande de freinage

moteur pour la position L qui est effectuée à la case 980.

La vitesse du véhicule V est détectée à la case 981, puis -

le rapport de couple T est calculé à partir de la vitesse du véhicule V et de la vitesse de rotation de la poulie d'entrée N, à la case 982, conformément à l'équation suivante: N T _ x k V dans laquelle k est une constante qui est définie par le rapport de réduction du mécanisme à engrenages 23 qui fait partie de la transmission, le rapport de réduction final du véhicule, le rayon des pneumatiques et des paramètres analogues La décision déterminant si le rapport de couple est supérieur au rapport de couple T* adapté à un frein moteur sûr et approprié correspondant à la vitesse du véhicule V est prise à la case 983 Si T < T*, N* est fixé à une valeur supérieure à celle de Ne, à la case 984, afin d'effectuer la commande de passage à une vitesse inférieure, puis le traitement est soumis à un retour Si T> T*, N* est fixé à une valeur égale à celle de NI puis le traitement est soumis à un retour Le rapport de couple T* adapté à un frein moteur sûr et approprié correspondant à la vitesse du véhicule est déterminé expérimentalement ou par le calcul pour différents véhicules et il est représenté sur la figure 27. Pour retarder le choc qui se manifeste à l'enclenchement au cours du changement de vitesses N-D ou N-R, la pression de fluide Pb ou Pc qui est appliquée à l'asservissement hydraulique 48 ou 49 est commandée conformément à la courbe caractéristique de pression de fluide représentée sur la figure 9, afin que l'enclenchement de l'embrayage multidisque 45 ou du frein multidisque 42 soit effectué entièrement pendant l'intervalle de temps compris entre A et C sur la figure La figure 30 montre la relation entre le rapport cyclique (en pourcentage) de l'électrovalve 74 qui commande la pression de fluide appliquée à l'asservissement hydraulique 48 ou 49 et la pression d'électrovalve Ps qui est produite dans la chambre d'huile 713 par l'action de l'électrovalve 74 Le rapport cyclique (en pourcentage) est donné par l'équation suivante:

Z 2512404

durée d'excitation de l'électrovalve pendant une période Rapport = x 100 () cyclique (%) période de travail de l'électrovalve La pression d'électrovalve Ps représentée sur la figure 30 est amplifiée par la valve de commande de changement de vitesses 71, ce qui donne la pression defluide Pb ou Pc qui est appliquée à l'asservissement hydraulique 48 ou 49

et qui est représentée sur la figure 31.

On va maintenant décrire le fonctionnement de l'unité de commande de rapport de couple 80 correspondant à

l'invention, en se référant aux figures 32 a-32 c.

Marche à vitesse constante Les électrovalves 84 et 85 qui sont commandées par le circuit de commande électrique 90 sont désexcitées, comme le montre la figure 32 a, et le tiroir 812 prend une position intermédiaire La pression de fluide Pl dans la chambre d'huile 816 devient la pression en ligne et, si le tiroir 812 est du côté droit sur la figure, la pression de fluide P 2 dans la chambre d'huile 815 devient également la pression en ligne Cependant, le tiroir 812 est sollicité

vers la gauche par la force de poussée P du ressort 811.

Lorsque le tiroir 812 est déplacé vers la gauche et lorsque la chambre d'huile 815 communique avec l'orifice d'évacuation 813, la pression P 2 est déchargée et le tiroir 812 est sollcité vers la droite par la pression de fluide Pl dans la chanmbre d'huile 816 Si le tiroir 812 est déplacé vers la droite, l'orifice d'évacuation 813 est fermé Si une surface plane 812 b constituant un chanfrein est formée sur le bord de la zone d'action de la pression entre l'orifice d'évacuation 813 et le tiroir 812, comme le montrent les figures 32 a-32 c, le tiroir 812 peut être stabilisé au point d'équilibre intermédiaire, comme le montre la figure 32 a Du fait que le passage 2 est alors fermé, la pression de fluide dans l'asservissement hydraulique 313 de la poulie d'entrée 31 est transmise par la pression en ligne à l'asservissement hydraulique 323 de la poulie de sortie 32, par l'intermédiaire de la courroie trapézoïdale 33, grâce à quoi la pression de fluide dans les asservissements hydrauliques 313 et 323 est équilibrée Cependant, il existe en réalité une fuite d'huile dans le passage 2 et la poulie d'entrée 31 se dilate progressivement et augmente le rapport de couple T Pour compenser la fuite d'huile dans le passage 2, l'orifice d'évacuation 814 est fermé dans l'état équilibré du tiroir 812, comme le montre la figure 32 a, et une surface plane 812 a, constituant un chanfrein, est formée au bord de la zone de

réception de pression du tiroir 812.

En considérant la figure 34, on voit qu'au lieu d'utiliser la surface 812 a, on peut faire communiquer les passages 1 et 2 par un passage 822 ayant un orifice 821,

pour obtenir un résultat similaire.

Passage à une vitesse supérieure L'électrovalve 85 est excitée par le circuit de commande électrique 90, comme le montre la figure 32 b La chambre d'huile 816 est déchargée et le tiroir 812 se déplace vers la gauche sur la figure Lorsque le tiroir 812 se déplace, la chambre d'huile 815 se décharge également par l'orifice d'évacuation 813 Cependant, le tiroir 812 est

sollicité vers l'extrémité gauche par le ressort 811.

Du fait que la pression en ligne dans le passage X est appliquée au passage 2 par l'orifice 818, la pression de fluide dans l'asservissement hydraulique 313 s'élève et la poulie d'entrée 31 se contracte de façon à diminuer le rapport de couple T En commandant la durée d'excitation de l'électrovalve 85 de façon qu'elle ait une valeur appropriée, on réduit le rapport de couple de la quantité

désirée et on réalise le passage à une vitesse supérieure.

Passage à une vitesse inférieure L'électrovalve 84 est excitée par le circuit de commande électrique 90, comme le montre la figure 32 c, ce qui décharge la chambre d'huile 815 Le tiroir 812 est déplacé vers la droite sur la figure par la pression en ligne présente dans la chambre d'huile 812 et le passage 2 est déchargé par l'orifice d'évacuation 814 La poulie d'entrée 31 se dilate de façon à augmenter le rapport de couple T En commandant de cette manière la durée d'excitation de lélectrovalve 84, on augmente le rapport de couple et

on réalise le passage à une vitesse inférieure.

L'asservissement hydraulique 313 de la poulie d'entrée 31 (poulie d'entraînement) reçoit la pression de fluide de sortie présente dans la valve de commande de rapport de couple 81, tandis que l'asservissement hydraulique 323 de la poulie de-sortie 32 (poulie entraînée) reçoit la pression en ligne Si on désigne par Pl la pression de fluide dans l'asservissement hydraulique d'entrée 313 et par Po la pression de fluide dans l'asservissement hydraulique de sortie 323, la relation entre le rapport de pression Po/Pl et le rapport de couple T est celle que montre le graphique de la figure 33 On supposera par exemple que l'état représenté par un point a (ouverture du papillon e = 50 %, rapport de couple T = 1 i,5) est remplacé par l'état pour lequel e = 30 %, en réduisant l'accélération Si le rapport de pression Po/Pl n'est pas changé, le point de fonctionnement passe au point b, avec le rapport de couple T = 0,87 Si au contraire le rapport de couple T = 1,5 n'est pas changé, la valeur de Po/Pl est augmentée par le mécanisme de commande de rapport de couple 80 qui commande la poulie d'entrée, et le point de fonctionnement est transféré au point c Ainsi, n'importe quelle valeur du rapport de couple peut être fixée en correspondance avec la condition de charge, en commandant

de la manière nécessaire la valeur du rapport Po/Pi.

Il va de soi que de nombreuses modifications peuvent être apportées au dispositif décrit et représenté,

sans sortir du cadre de l'invention.

Claims (5)

REVENDICATIONS

1 Dispositif de commande de rapport de couple dans une transmission à variation continue du type à courroie trapézoïdale pour véhicules, comprenant des poulies d'entrée ( 31) et de sortie ( 32) montées respectivement sur des arbres d'entrée ( 214) et de sortie ( 26) et ayant des diamètres effectifs variables, le diamètre effectif de chaque poulie étant réglé par une pression hydraulique qui est appliquée à des asservissements hydrauliques ( 313, 323) associés à chaque poulie, afin de réaliser une commande à variation continue du rapport de réduction entre les arbres d'entrée et de sortie, et une courroie d'entraînement ( 33) qui accouple les poulies d'entrée et de sortie, caractérisé en ce qu'il comprend un circuit de commande électrique ( 90) qui reçoit des signaux d'entrée de conditions de marche du véhicule, t Ies que l'ouverture du papillon, la vitesse du véhicule ou la vitesse de rotation de la poulie d'entrée, et qui génère des signaux de sortie pour commander le diamètre effectif de la poulie d'entrée, deux électrovalves ( 84, 85) commandées par les signaux de sortie du circuit de commande électrique, et une valve de commande de rapport de couple ( 81) qui est commandée par les électrovalves et qui régule la pression hydraulique appliquée à l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée, et l'asservissement hydraulique de la poulie de sortie reçoit normalement la pression en ligne tandis que l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée reçoit la pression hydraulique régulée qui dépend des conditions de marche du véhicule, grâce à quoi on peut faire varier le rapport de couple de

façon continue.

2 Dispositif de commande de rapport de couple selon la revendication 1, caractérisé en ce que la valve de commande de rapport de couple ( 81) reçoit la pression hydraulique régulée par les deux électrovalves ( 84, 85) et, en fonction de la valeur de cette pression hydraulique, la valve de commande de rapport de couple est placée dans une première position dans laquelle un passage d'alimentation fait communiquer l'asservissement hydraulique ( 313) de la poulie d'entrée ( 31) avec la source hydraulique ( 50), dans une seconde position dans laquelle le passage d'alimentation fait communiquer l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée avec un passage de décharge, ou dans une troisième position dans laquelle le passage d'alimentation menant à l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée est fermé, grâce à quoi le rapport de couple est commandé en

fonction de la position dans laquelle la valve est placée.

3 Dispositif de commande de rapport de couple selon la revendication 2, caractérisé en ce que lorsque la valve de commande de rapport de couple ( 81) est placée dans la troisième position, le passage d'alimentation menant à l'asservissement hydraulique ( 313) de la poulie d'entrée ( 31) communique avec la source hydraulique ( 50) par l'intermédiaire de moyens de commande de débit, afin de réduire la fuite d'huile dans le passage d'alimentation

vers l'asservissement hydraulique de la poulie d'entrée.

4 Dispositif de commande de rapport de couple selon la revendication 3, caractérisé en ce que les moyens de commande de débit consistent en une surface plane chanfreinée

( 812 a).

Dispositif de commande de rapport de couple selon la revendication 2, caractérisé en ce que la valve de commande de rapport de couple ( 81) comporte un tiroir ( 812) qui est déplacé par la pression hydraulique qui est appliquée aux extrémités opposées du tiroir, cette pression hydraulique étant régulée par l'une ou l'autre des deux électrovalves ( 84, 85) et par un ressort ( 811) qui est accouplé à une extrémité du tiroir, et la pression hydraulique qui'est appliquée à l'asservissement hydraulique ( 313) de la poulie d'entrée ( 31) est régulée par le réglage de l'aire de l'ouverture de l'orifice menant au passage d'admission de l'asservissement hydraulique, conformément aux mouvements

du tiroir.

6 Dispositif de commande de rapport de couple selon la revendication 5, caractérisé en ce que la pression hydraulique qui est appliquée aux extrémités opposées du tiroir ( 812) est appliquée à deux chambres d'huile ( 815, 816) situées auxdeux extrémités de la valve de conmmande de rapport de couple, et la pression en ligne est appliquée aux deux chambres d'huile par l'intermédiaire d'une valve

de régulateur.