FR2893690A1 - Gearbox for motor vehicle, has drive pinions mounted on secondary shafts, where gearbox presents two forward gear ratios and one reverse gear ratio such that for two of ratios transmission of engine torque passes through same gear mesh - Google Patents
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Abstract
Description
Boîte de vitesses à deux rapports joints.Two-speed gearbox attached.
L'invention concerne le domaine des boîtes de vitesses utilisées en particulier dans les véhicules automobiles. De telles boîtes comprennent plusieurs arbres parallèles munis d'une pluralité de pignons. Dans ce domaine, la demande de brevet DE 198 21 164 (Volkswagen) a proposé une boîte de vitesses comprenant deux arbres primaires reliés alternativement à deux embrayages et deux arbres secondaires munis chacun d'un pignon d'attaque engrenant avec une même couronne du différentiel du véhicule. Chacun des rapports de marche avant du véhicule est établi directement par l'engrènement d'une denture d'un arbre primaire avec un pignon d'un arbre secondaire solidarisé avec le pignon d'attaque correspondant par un système de synchronisation. Le ratio d'engrènement de chaque pignon des arbres secondaires est lié au rapport que ce pignon permet d'établir. Le ratio est élevé pour les pignons de première, de seconde et de marche arrière. Ainsi lorsque le couple moteur transite par ces pignons, les arbres secondaires correspondants sont soumis à un effort radial important. Dans la boîte décrite, les pignons correspondant au rapport de première et de seconde sont situés à deux extrémités d'un arbre secondaire. L'inconvénient est que les deux extrémités sont toutes les deux soumises à des efforts radiaux importants de sorte que l'arbre secondaire est monté à rotation sur deux paliers à rouleaux coniques permettant d'encaisser à la fois les efforts radiaux et axiaux. Ce type de montage à rotation est d'un rendement énergétique médiocre. L'invention propose une boîte de vitesse qui résout ces inconvénients et notamment qui réduit, pour tous les arbres secondaires engrenant avec la couronne de différentiel, les endroits où l'arbre secondaire est soumis à des efforts radiaux importants et où le montage à rotation d'un arbre secondaire présente moins de frottements que les paliers à rouleaux coniques. Selon un mode particulier de réalisation, la boîte de vitesses de véhicule automobile comprend une pluralité d'arbres parallèles, dont au moins un arbre primaire relié au moteur du véhicule par un embrayage situé d'un côté avant de la boîte de vitesses, et deux arbres secondaires munis chacun d'au moins un pignon d'attaque, et un pignon avant. Les deux pignons d'attaque sont situés pour chaque arbre secondaire le plus en avant et engrènent avec une même couronne de différentiel du véhicule, les deux pignons avant sont situés immédiatement à côté du pignon d'attaque correspondant. La boîte de vitesses présente au moins deux rapports de marche avant et au moins un rapport de marche arrière. Deux rapports parmi les rapports de première, de seconde, ou de marche arrière, sont deux rapports joints, pour lesquels la transmission du couple moteur passe par l'engrènement d'un même pignon avant principal. On conçoit que dans une telle boîte de vitesses, le pignon avant principal permet de concentrer, à côté du pignon d'attaque, les endroits où l'arbre secondaire est soumis à des efforts radiaux importants. Un palier à rouleaux cylindriques peut supporter l'essentiel des efforts radiaux auxquels est soumis l'arbre secondaire. L'autre extrémité peut être guidée par un palier à billes. Un tel montage à rotation présente un rendement énergétique meilleur que deux paliers à rouleaux coniques. The invention relates to the field of gearboxes used in particular in motor vehicles. Such boxes comprise several parallel shafts provided with a plurality of gears. In this field, patent application DE 198 21 164 (Volkswagen) has proposed a gearbox comprising two primary shafts alternately connected to two clutches and two secondary shafts each provided with a pinion gear meshing with the same ring of the differential of the vehicle. Each of the forward gears of the vehicle is established directly by the meshing of a toothing of a primary shaft with a pinion of a secondary shaft secured to the corresponding pinion gear by a synchronization system. The meshing ratio of each pinion of the secondary trees is related to the ratio that this pinion makes it possible to establish. The ratio is high for the first, second and reverse gears. Thus when the engine torque passes through these gears, the corresponding secondary shafts are subjected to a significant radial force. In the box described, the gears corresponding to the ratio of first and second are located at two ends of a secondary shaft. The disadvantage is that both ends are subjected to significant radial forces so that the secondary shaft is rotatably mounted on two tapered roller bearings to accommodate both the radial and axial forces. This type of rotational mounting is of poor energy efficiency. The invention proposes a gearbox which solves these disadvantages and in particular which reduces, for all the secondary shafts meshing with the differential ring, the places where the secondary shaft is subjected to significant radial forces and where the rotational mounting of a secondary shaft has less friction than tapered roller bearings. According to a particular embodiment, the motor vehicle gearbox comprises a plurality of parallel shafts, including at least one primary shaft connected to the vehicle engine by a clutch located on one front side of the gearbox, and two secondary shafts each provided with at least one pinion gear, and a front pinion. The two drive gears are located for each foremost secondary shaft and mesh with the same differential crown of the vehicle, the two front gears are located immediately next to the corresponding pinion gear. The gearbox has at least two forward gears and at least one reverse gear. Two reports among the reports of first, second, or reverse, are two ratios attached, for which the transmission of the engine torque passes through the meshing of the same main front gear. It is understood that in such a gearbox, the main front gear makes it possible to focus, next to the pinion, the places where the secondary shaft is subjected to significant radial forces. A cylindrical roller bearing can support most of the radial forces to which the secondary shaft is subjected. The other end can be guided by a ball bearing. Such rotational mounting has better energy efficiency than two tapered roller bearings.
Avantageusement, le rapport de première, de seconde, ou de marche arrière qui n'est pas joint, est établi grâce à l'engrènement d'un pignon avant secondaire. Advantageously, the ratio of first, second, or reverse that is not joined, is established through the meshing of a secondary front gear.
Selon une caractéristique, l'un des deux rapports joints est un rapport indirect pour lequel la transmission du couple moteur passe par une succession d'engrènement comprenant un premier engrènement avec une denture de l'arbre primaire, un dernier engrènement avec le pignon avant principal, et au moins un engrènement supplémentaire. Selon une autre caractéristique, la boîte de vitesses comprend un arbre intermédiaire muni d'un système de synchronisation apte à solidariser en rotation deux pignons transmettant le couple moteur selon ledit rapport indirect. According to one characteristic, one of the two attached ratios is an indirect ratio for which the transmission of the engine torque passes through a succession of meshing comprising a first meshing with a toothing of the primary shaft, a last meshing with the main front gear. , and at least one additional meshing. According to another characteristic, the gearbox comprises an intermediate shaft provided with a synchronization system capable of securing in rotation two gears transmitting the engine torque according to said indirect ratio.
Avantageusement, au moins l'un des arbres secondaires est tel que chacun des pignons dudit arbre secondaire, hormis le pignon d'attaque et le pignon avant , présente un ratio d'engrènement de 0,5 à 2. Selon encore une autre caractéristique, un arbre secondaire est monté à rotation sur un palier à éléments roulant cylindriques et sur un roulement à bille situés chacun à une extrémité dudit arbre secondaire,. Selon une variante, un arbre secondaire est monté à rotation sur un palier à éléments roulant cylindriques situé entre le pignon d'attaque et le pignon avant dudit arbre secondaire, et sur un roulement à bille, de sorte que le pignon d'attaque est en porte à faux vis à vis des deux paliers à roulement. Avantageusement, la boîte de vitesses comprend un arbre primaire plein, traversant un arbre primaire creux, tous les deux reliés alternativement au moteur par deux embrayages et formant une ligne primaire, dans laquelle un arbre secondaire est muni, en plus du pignon d'attaque et du pignon avant, de deux autres pignons, boîte de vitesses dans laquelle le pignon avant et les deux autres pignons engrènent tous les trois avec des dentures de l'arbre primaire creux, de sorte que ledit arbre secondaire est plus court que la ligne primaire. Toutes les dentures des deux arbres primaires qui n'engrènent pas avec un pignon avant, peuvent présenter un ratio d'engrènement de 0,5 à 2. D'autres caractéristiques et avantages de l'invention apparaîtront à la lecture de la description détaillée d'un mode de réalisation pris à titre d'exemple non limitatif et illustré par le dessin annexé, sur lequel : -la figure unique est une représentation schématique de la boîte de vitesses. Advantageously, at least one of the secondary shafts is such that each of the pinions of said secondary shaft, apart from the pinion gear and the front pinion, has a meshing ratio of 0.5 to 2. According to yet another characteristic, a secondary shaft is rotatably mounted on a bearing with cylindrical rolling elements and on a ball bearing each located at one end of said secondary shaft ,. Alternatively, a secondary shaft is rotatably mounted on a cylindrical rolling element bearing located between the pinion gear and the front pinion of said secondary shaft, and on a ball bearing, so that the pinion gear is in position. cantilever opposite the two rolling bearings. Advantageously, the gearbox comprises a solid primary shaft, passing through a hollow primary shaft, both of which are connected alternately to the motor by two clutches and forming a primary line, in which a secondary shaft is provided, in addition to the pinion gear and the front gear, two other gears, gearbox in which the front gear and the other two gears mesh with the three teeth of the hollow primary shaft, so that said secondary shaft is shorter than the primary line. All the teeth of the two primary shafts which do not mesh with a front gear, may have a meshing ratio of 0.5 to 2. Other features and advantages of the invention will appear on reading the detailed description of the invention. an embodiment taken by way of nonlimiting example and illustrated by the appended drawing, in which: the single figure is a schematic representation of the gearbox.
Comme illustré sur la figure 1, un premier mode de réalisation de boîte de vitesses comprend un carter 1, un différentiel 2 relié aux roues du véhicule, un dispositif d'embrayage 3 relié à un arbre moteur 4, une ligne primaire 5, un premier arbre secondaire 6, un deuxième arbre secondaire 7 et un arbre intermédiaire 8. As illustrated in FIG. 1, a first embodiment of a gearbox comprises a casing 1, a differential 2 connected to the wheels of the vehicle, a clutch device 3 connected to a driving shaft 4, a primary line 5, a first secondary shaft 6, a second secondary shaft 7 and an intermediate shaft 8.
Conventionnellement, dans la présente description, on appellera avant , le côté droit de la figure correspondant au côté de la boîte de vitesses où est implanté le différentiel 2, et arrière le côté opposé. La ligne primaire 5 comprend un arbre primaire plein 9 entraîné en rotation par un embrayage hydraulique 10, et un arbre primaire creux 11 entraîné en rotation par un embrayage hydraulique 12. Les deux embrayages hydrauliques 10 et 12 et les deux arbres primaires 9 et 11 sont coaxiaux. Les deux arbres secondaires 6 et 7 et l'arbre intermédiaire 8 sont parallèles à la ligne primaire 5. Un premier pignon d'attaque 13 est monté fixe sur le premier arbre secondaire 6. Un deuxième pignon d'attaque 14 est monté fixe sur le deuxième arbre secondaire 7. Les deux pignons d'attaque engrènent une même couronne de différentiel 15. Conventionally, in the present description, will be called before, the right side of the figure corresponding to the side of the gearbox where is implanted the differential 2, and back the opposite side. The primary line 5 comprises a solid primary shaft 9 rotated by a hydraulic clutch 10, and a hollow primary shaft 11 rotated by a hydraulic clutch 12. The two hydraulic clutches 10 and 12 and the two primary shafts 9 and 11 are coaxial. The two secondary shafts 6 and 7 and the intermediate shaft 8 are parallel to the primary line 5. A first pinion gear 13 is fixedly mounted on the first secondary shaft 6. A second pinion gear 14 is fixedly mounted on the second secondary shaft 7. The two drive gears mesh a same differential ring 15.
Chacun des deux arbres secondaires 6 et 7 est monté à rotation sur un palier à rouleaux 16 situé à l'extrémité avant de chacun des arbres secondaires 6,7 et sur un roulement à billes 17 situé à l'extrémité arrière de chacun des arbres secondaires 6,7. Le palier à rouleaux 16 pourrait également être un palier à aiguilles ou tout autre palier à éléments roulants cylindriques. Les roulements à billes 17 sont emmanchés dans une première partie 1 a du carter 1 et les paliers à rouleaux 16 sont emmanchés dans une deuxième partie lb du carter 1 de la boîte de vitesses. Les arbres secondaires 6 et 7 sont d'abord assemblés avec la première partie 1 a du carter, la partie lb du carter 1 étant assemblée ensuite. La ligne primaire 5 comprend, de gauche à droite sur la figure 1, successivement trois dentures 18, 19 et 20 montées fixes sur l'arbre primaire plein 9, puis trois dentures 21, 22 et 23 montées fixes sur l'arbre primaire creux 11. Le premier arbre secondaire 6 est équipé successivement, de gauche à droite sur la figure 1, d'un pignon de troisième 24, d'un système de synchronisation double 25, d'un pignon de cinquième 26 et d'un pignon de marche arrière 27. Le pignon de troisième 24 et le pignon de cinquième 26 sont montés libres en rotation sur le premier arbre secondaire 6 et coopèrent avec le système de synchronisation double 25. Le pignon de marche arrière 27 est monté fixe sur le premier arbre secondaire 6. Le deuxième arbre secondaire 7 comporte successivement, de gauche à droite sur la figure 1, un système de synchronisation simple 28, un pignon de sixième 29, un pignon de quatrième 30, un système de synchronisation principal 31, et un pignon principal 32. Les pignons de sixième 29, de quatrième 30 et le pignon principal 32, sont montés libres en rotation sur le deuxième arbre secondaire 7. Le pignon principal 32 et le pignon de quatrième 30 coopèrent avec le système de synchronisation principal 31. Le pignon de sixième 29 coopère avec le synchroniseur simple 28. L'arbre intermédiaire 8 est équipé successivement, de gauche à droite sur la figure 1, d'un premier pignon intermédiaire 33, d'un deuxième pignon intermédiaire 34, d'un système de synchronisation intermédiaire 35, d'un pignon de renvoi 36. Le premier pignon intermédiaire 33 est monté fixe sur l'arbre intermédiaire 8, le deuxième pignon intermédiaire 34 et le pignon de renvoi 36 sont montés libres en rotation sur l'arbre intermédiaire 8 et coopèrent avec le système de synchronisation intermédiaire 35. Les systèmes de synchronisation 25, 31 et 35 peuvent prendre alternativement trois positions, à savoir une position neutre, une position actionnée d'un côté, et une position actionnée de l'autre. Each of the two secondary shafts 6 and 7 is rotatably mounted on a roller bearing 16 located at the front end of each of the secondary shafts 6,7 and on a ball bearing 17 located at the rear end of each of the secondary shafts. 6.7. The roller bearing 16 could also be a needle bearing or other bearing with cylindrical rolling elements. The ball bearings 17 are fitted in a first portion 1a of the housing 1 and the roller bearings 16 are fitted in a second portion 1b of the casing 1 of the gearbox. The secondary shafts 6 and 7 are first assembled with the first portion 1a of the housing, the portion 1b of the casing 1 being then assembled. The primary line 5 comprises, from left to right in FIG. 1, successively three sets of teeth 18, 19 and 20 fixedly mounted on the solid primary shaft 9, then three sets of teeth 21, 22 and 23 fixedly mounted on the hollow primary shaft 11. The first secondary shaft 6 is successively fitted, from left to right in FIG. 1, with a third gear 24, with a double synchronization system 25, with a fifth gear 26 and with a driving pinion. 27. The third gear 24 and the fifth gear 26 are mounted free to rotate on the first secondary shaft 6 and cooperate with the dual synchronization system 25. The reverse gear 27 is fixedly mounted on the first secondary shaft 6 The second secondary shaft 7 comprises successively, from left to right in FIG. 1, a simple synchronization system 28, a sixth gear 29, a fourth gear 30, a main synchronization system 31, and a main gear 32.The sixth 29, fourth 30 and the main pinion 32 sprockets are rotatably mounted on the second secondary shaft 7. The main gear 32 and the fourth gear 30 cooperate with the main synchronization system 31. The sixth gear 29 cooperates with the simple synchronizer 28. The intermediate shaft 8 is successively equipped, from left to right in Figure 1, a first intermediate gear 33, a second intermediate gear 34, an intermediate synchronization system 35 of a return gear 36. The first intermediate gear 33 is fixedly mounted on the intermediate shaft 8, the second intermediate gear 34 and the idler gear 36 are mounted to rotate freely on the intermediate shaft 8 and cooperate with the intermediate synchronization system 35. The synchronization systems 25, 31 and 35 can take alternately three positions, namely a neutral position, an actuated position of a n side, and one actuated position of the other.
Dans la position neutre, les deux pignons avec lesquels le système de synchronisation coopère, restent libres en rotation. Dans une position actionnée, l'un des pignons est solidarisé en rotation avec l'arbre sur lequel le système de synchronisation est monté et l'autre pignon reste libre en rotation. Le système de synchronisation simple 28 comprend deux positions, une position neutre et une position actionnée avec le pignon de sixième 29. La denture 18 engrène avec le pignon de troisième 24. La denture 19 engrène avec le premier pignon intermédiaire 33. La denture 20 engrène avec le pignon de cinquième 26. La denture 21 engrène avec le deuxième pignon intermédiaire 34 ainsi qu'avec le pignon de sixième 29. La denture 22 engrène avec le pignon de quatrième 30. La denture 23 engrène avec le pignon principal 32. Le pignon de marche arrière 27 engrène avec le pignon de renvoi 36. In the neutral position, the two gears with which the synchronization system cooperates remain free in rotation. In an actuated position, one of the pinions is secured in rotation with the shaft on which the synchronization system is mounted and the other pinion remains free to rotate. The simple synchronization system 28 comprises two positions, a neutral position and a position actuated with the sixth pinion 29. The toothing 18 meshes with the third pinion 24. The toothing 19 meshes with the first intermediate pinion 33. The toothing 20 meshes with the fifth gear 26. The toothing 21 meshes with the second intermediate gear 34 as well as with the sixth gear 29. The toothing 22 meshes with the fourth gear 30. The gearing 23 meshes with the main gear 32. reverse gear 27 meshes with the idler gear 36.
Les rapports de transmission de seconde et de quatrième sont établis lorsque l'embrayage hydraulique 12 est en prise et que le système de synchronisation principal 31 solidarise la rotation du pignon principal 32 ou du pignon de quatrième 30. De même, les rapports de troisième et de cinquième sont établis lorsque l'embrayage hydraulique 10 est en prise et que le système de synchronisation double 25 solidarise la rotation du pignon de troisième 24 ou du pignon de cinquième 26. Le rapport de sixième est établi lorsque l'embrayage hydraulique 12 est en prise et que le système de synchronisation simple 28 solidarise la rotation du pignon de sixième 29. Tous les rapports de seconde, de troisième, de quatrième, de cinquième et de sixième sont des rapports directs, pour lesquels le couple moteur transite par un seul engrènement entre une denture d'un des arbres primaires et un pignon d'un des arbres secondaires. The second and fourth transmission ratios are established when the hydraulic clutch 12 is engaged and the main synchronization system 31 secures the rotation of the main pinion 32 or the fourth pinion 30. Similarly, the ratios of third and fourth fifth gear is established when the hydraulic clutch 10 is engaged and the dual synchronization system 25 secures the rotation of the third gear 24 or the fifth gear 26. The sixth gear is established when the hydraulic clutch 12 is in position. taken and the simple synchronization system 28 secures the rotation of the sixth gear 29. All second, third, fourth, fifth and sixth reports are direct reports, for which the engine torque passes through a single meshing between a toothing of one of the primary trees and a pinion of one of the secondary trees.
Les rapports de première et de seconde sont joints, en ce sens que la chaîne cinématique, qui permet l'établissement de chacun de ces rapports, possède une partie commune, à savoir l'arbre primaire 11, la denture 23, le pignon principal 32, le système de synchronisation principal 31, le deuxième arbre secondaire 7, le pignon d'attaque 14, et la couronne 15 de différentiel 2. Le rapport de première est un rapport indirect, dont la chaîne cinématique nécessite en plus de la précédente partie commune une succession d'engrènements passant par l'arbre primaire plein 9, la denture 19, le premier pignon intermédiaire 33, le système de synchronisation intermédiaire 35, l'arbre intermédiaire 8, le deuxième pignon intermédiaire 34, et la denture 21 de l'arbre primaire creux 11. Le ratio d'engrènement entre le pignon principal 32 et la denture 23 est par exemple de 2,10. Cela correspond au rapport des vitesses de rotation de l'arbre moteur 4 et du deuxième arbre secondaire 7 lorsque le rapport de seconde est établi. Lorsque le rapport de première est établi, le rapport des vitesses de rotation de l'arbre moteur 4 et du deuxième arbre secondaire 7 est d'environ 3,90. L'essentiel de la réduction de vitesse nécessaire à l'établissement du rapport de première a lieu par l'engrènement commun aux deux rapports de première et de seconde. Ainsi, la transmission du couple, selon le rapport de première, a lieu avec une vitesse de rotation de l'arbre intermédiaire 8 relativement élevée, de sorte que les efforts radiaux engendrés par les engrènements des deux pignons intermédiaires 33 et 34 avec les dentures 19 et 21 des deux arbres primaires, sont plus faibles que l'effort transversal exercé par l'engrènement du pignon principal 32 avec la denture 23. Bien que la chaîne cinématique du rapport de première passe par des dentures situées dans une zone médiane de la ligne primaire 5, la flexion de ladite ligne primaire reste modérée. De même, les ratios d'engrènement de cinquième, de sixième et de quatrième sont inférieurs ou égaux à 2, et l'emplacement des dentures 20, 21 et 22 correspondantes situées au milieu des arbres primaires permet de limiter la flexion de la ligne primaire 5. The first and second ratios are joined, in that the kinematic chain, which allows the establishment of each of these ratios, has a common part, namely the primary shaft 11, the toothing 23, the main pinion 32 , the main synchronization system 31, the second secondary shaft 7, the drive pinion 14, and the differential ring gear 15. The first gear ratio is an indirect gear, whose kinematic chain requires in addition to the previous common part a succession of meshes passing through the solid primary shaft 9, the toothing 19, the first intermediate gear 33, the intermediate synchronization system 35, the intermediate shaft 8, the second intermediate gear 34, and the toothing 21 of the primary hollow shaft 11. The meshing ratio between the main pinion 32 and the toothing 23 is for example 2.10. This corresponds to the ratio of the rotational speeds of the motor shaft 4 and the second secondary shaft 7 when the second ratio is established. When the first gear is established, the ratio of the rotational speeds of the drive shaft 4 and the second secondary shaft 7 is about 3.90. Most of the reduction in speed required to establish the first gear is through the meshing common to both first and second gear ratios. Thus, the transmission of the torque, according to the first gear, takes place with a rotation speed of the intermediate shaft 8 relatively high, so that the radial forces generated by the meshing of the two intermediate gears 33 and 34 with the teeth 19 and 21 of the two primary shafts, are lower than the transverse force exerted by the meshing of the main pinion 32 with the toothing 23. Although the driveline of the first gear ratio passes through teeth located in a central zone of the line. primary 5, the flexion of said primary line remains moderate. Likewise, the fifth, sixth and fourth meshing ratios are less than or equal to 2, and the location of the corresponding teeth 20, 21 and 22 located in the middle of the primary shafts limits the flexion of the primary line. 5.
Le rapport des vitesses de rotation entre l'arbre moteur 4 et le premier arbre secondaire 6, lorsque le rapport de marche arrière est établi, est de l'ordre de 3,66. L'essentiel de cette réduction de vitesse est réalisé par l'engrènement du pignon de renvoi 36 avec le pignon de marche arrière 27. L'engrènement de la denture 19 avec le premier pignon intermédiaire 33 permet d'inverser le sens de rotation mais ne s'accompagne pas de réduction de vitesse importante, de sorte que l'effort radial est essentiellement concentré à l'extrémité avant du premier arbre secondaire 6, grâce au positionnement du pignon de marche arrière 27 immédiatement à côté du pignon d'attaque 13. The ratio of the speeds of rotation between the drive shaft 4 and the first secondary shaft 6, when the reverse gear is established, is of the order of 3.66. Most of this reduction in speed is achieved by the meshing of the idler gear 36 with the reverse gear 27. The meshing of the toothing 19 with the first intermediate gear 33 makes it possible to reverse the direction of rotation but does not is not accompanied by a significant reduction in speed, so that the radial force is essentially concentrated at the front end of the first secondary shaft 6, by positioning the reverse gear 27 immediately next to the pinion 13.
Chacun des deux arbres secondaires 6 et 7 voit les efforts radiaux s'appliquant sur lui concentrés à son extrémité avant, sur les pignons d'attaques 13,14 situés le plus en avant et sur les pignons avant 27, 32 situés immédiatement à coté du pignon d'attaquel3, 14 : un pignon avant principal 32 pour les rapports joints de première et de seconde, et un pignon avant secondaire 27 pour le rapport de marche arrière. Cette concentration des efforts transversaux permet de limiter la flexion de ces deux arbres secondaires 6, 7. Les deux extrémités avant des deux arbres secondaires 6,7 peuvent être montées sur des paliers à rouleaux cylindriques 16 qui supportent uniquement un effort radial. La pression de Hertz sur les dentures du pignon principal 32 et du pignon d'attaque 14 peut être réduite grâce à des dentures hélicoïdales. Le sens de l'hélice de ces deux dentures est avantageusement inversé, de manière à compenser l'effort axial engendré par la transmission du couple moteur aux rapports de première et de seconde. Il en est de même pour les dentures du pignon de marche arrière 27 et du pignon d'attaque 13. La transition entre les rapports de première et de seconde est très rapide. Lorsque le système de synchronisation principal 31 solidarise le pignon principal avant 32 et que le système de synchronisation intermédiaire 35 solidarise les deux pignons intermédiaires 33 et 34, il suffit de basculer le couple moteur depuis l'embrayage hydraulique 10 vers l'embrayage hydraulique 12 ou inversement, pour changer de rapport. Le palier à rouleaux 16 pourrait également être situé entre le pignon principal 32 et le pignon d'attaque 14, de même qu'entre le pignon de marche arrière 27 et le pignon d'attaque 13. Each of the two secondary shafts 6 and 7 sees the radial forces applied on it concentrated at its front end, on the pinions of attacks 13,14 located foremost forward and on the front gears 27, 32 located immediately beside the drive gear3, 14: a main front gear 32 for the first and second gear ratios, and a secondary front gear 27 for the reverse gear. This concentration of transverse forces makes it possible to limit the bending of these two secondary shafts 6, 7. The two front ends of the two secondary shafts 6, 7 can be mounted on cylindrical roller bearings 16 which only support a radial force. The Hertz pressure on the teeth of the main pinion 32 and the pinion gear 14 can be reduced by means of helical gears. The direction of the helix of these two teeth is advantageously reversed, so as to compensate for the axial force generated by the transmission of the engine torque to the first and second ratios. It is the same for the teeth of the reverse gear 27 and the pinion gear 13. The transition between the first and second gear is very fast. When the main synchronization system 31 secures the main front gear 32 and the intermediate synchronization system 35 secures the two intermediate gears 33 and 34, it is sufficient to switch the engine torque from the hydraulic clutch 10 to the hydraulic clutch 12 or conversely, to change the ratio. The roller bearing 16 could also be located between the main pinion 32 and the pinion 14, as well as between the reverse pinion 27 and the pinion 13.
Tous les pignons du deuxième arbre secondaire 7 engrènent avec des dentures de l'arbre primaire creux 11. L'encombrement axial de l'arbre primaire plein 9, situé en arrière du pignon 29 du deuxième arbre secondaire 7, comprend l'encombrement des dentures 18, 19 et 20 et du système de synchronisation double 25. L'encombrement du deuxième arbre secondaire 7 en arrière du pignon 29 est limité au système de synchronisation simple 28 et est donc beaucoup plus court que la ligne primaire 5. All the pinions of the second secondary shaft 7 meshing with teeth of the hollow primary shaft 11. The axial dimensions of the solid primary shaft 9, located behind the pinion 29 of the second secondary shaft 7, includes the size of the teeth 18, 19 and 20 and the dual synchronization system 25. The size of the second secondary shaft 7 behind the pinion 29 is limited to the simple synchronization system 28 and is therefore much shorter than the primary line 5.
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