FR2896560A1

FR2896560A1 - Robotized gearbox for drive train of motor vehicle, has reverse pinion engaging with gear reduction pinion axially located opposite to drive pinion, and another reverse pinion with number of teeth less than that of former reverse pinion

Info

Publication number: FR2896560A1
Application number: FR0600679A
Authority: FR
Inventors: Michel Raoul
Original assignee: Renault SAS
Current assignee: Renault SAS
Priority date: 2006-01-25
Filing date: 2006-01-25
Publication date: 2007-07-27
Anticipated expiration: 2026-01-25
Also published as: FR2896560B1

Abstract

The gearbox has a main shaft (4) connected to a crankshaft by a clutch device (3). A secondary shaft (7) has a drive pinion (8) engaging with a ring gear (9) and an intermediary shaft (114) non-coaxial with the shafts (4, 7). The shaft (114) has an intermediary reverse pinion (116) engaging with a gear reduction pinion (111) of the main shaft axially located opposite to the drive pinion. The shaft (114) has another intermediary reverse pinion (115) with number of teeth less than that of the pinion (116) and engaging with a reverse idle pinion (45) of the shaft (7).

Description

Boîte de vitesses à couple de pignons intermédiaires de marche arrièreGearbox with intermediate reverse gear ratio

L'invention concerne le domaine des boîtes de vitesses à arbre parallèle, notamment pour véhicule automobile. Dans ce domaine, la demande de brevet FR-A-2 291 054 (RENAULT-PEUGEOT) décrit une boîte de vitesses corr prenant un arbre d'entrée relié au moteur, un deuxième arbre muni d'un pignon de sortie et un arbre de renvoi muni d'un pignon inverseur. L'inconvénient de ce type de boîte est que le diamètre du pignon inverseur occupe un espace radial important. Il est souhaitable de réduire l'encombrement global d'une boîte de vitesses et notamment selon la direction radiale. L'inconvénient de ce type de boîte est, en particulier, que le pignon de l'arbre de sortie transmettant le couple moteur en marche arrière est de diamètre important de façon à réaliser le rapport d'engrènement nécessaire. Cela a comme effet d'obliger le pignon inverseur engrenant avec ledit pignon à avoir un axe éloigné de l'axe de l'arbre secondaire. Cela augmente l'encombrement radial de la boîte de vitesses. De plus, le rapport d'engrènement important entre l'arbre primaire et l'arbre secondaire engendre des efforts radiaux importants sur les arbres de la boîte de vitesses. La demande de brevet DE 198 21 164 (Volkswagen) décrit une boîte de vitesses à deux arbres de sortie et deux arbres d'entrée. Un arbre de renvoi de marche arrière est muni de deux pignons, et occupe toute la longueur de la boîte de vitesses. L'inconvénient de ce type de boîte est de consacrer un espace important, tant radialement qu'axialement, pour le renvoi de marche arrière. L'invention propose une boîte de vitesses à arbres parallèles qui remédie aux problèmes précédents, et notamment qui présente un encombrement radial réduit, et en particulier l'encombrement radial consacré au renvoi de marche arrière. Selon un mode particulier de réalisation de l'invention, la boîte de vitesses, notamment pour véhicule automobile, à arbres parallèles, comprend une pluralité de synchroniseurs, un arbre primaire relié au moteur par un dispositif d'embrayage, un arbre secondaire muni d'un pignon d'attaque engrenant avec une couronne de différentiel et un arbre intermédiaire non co-axial avec les arbres primaires et secondaires. L'arbre intermédiaire est muni d'un premier et d'un deuxième pignons intermédiaires de marche arrière, solidaires entre eux, dont le premier engrène avec un pignon de l'arbre primaire situé axialement en regard du pignon d'attaque et dont le deuxième présente un nombre de dents inférieur au premier pignon intermédiaire de marche arrière et engrène avec un pignon de l'arbre secondaire. The invention relates to the field of parallel shaft gearboxes, especially for a motor vehicle. In this field, the patent application FR-A-2 291 054 (RENAULT-PEUGEOT) describes a gearbox corr taking an input shaft connected to the engine, a second shaft provided with an output gear and a drive shaft. return with a reversing gear. The disadvantage of this type of box is that the diameter of the reversing gear occupies a large radial space. It is desirable to reduce the overall size of a gearbox and in particular in the radial direction. The disadvantage of this type of box is, in particular, that the pinion of the output shaft transmitting the engine torque in reverse is large in diameter so as to achieve the necessary meshing ratio. This has the effect of forcing the reversing gear meshing with said pinion to have an axis remote from the axis of the secondary shaft. This increases the radial size of the gearbox. In addition, the significant meshing ratio between the primary shaft and the secondary shaft generates significant radial forces on the shafts of the gearbox. DE 198 21 164 (Volkswagen) discloses a gearbox with two output shafts and two input shafts. A reverse gear shaft is provided with two gears, and occupies the entire length of the gearbox. The disadvantage of this type of box is to devote a large space, both radially and axially, for the reverse gear. The invention proposes a gearbox with parallel shafts which overcomes the above problems, and in particular which has a reduced radial size, and in particular the radial space occupied by the reversing gear. According to a particular embodiment of the invention, the gearbox, in particular for a motor vehicle, with parallel shafts, comprises a plurality of synchronizers, a primary shaft connected to the motor by a clutch device, a secondary shaft provided with a pinion meshing with a differential ring and a non-coaxial intermediate shaft with the primary and secondary shafts. The intermediate shaft is provided with a first and a second intermediate reverse gears, integral with each other, the first of which meshes with a pinion of the primary shaft situated axially opposite the pinion gear and the second of which has a number of teeth lower than the first reverse gear and meshes with a pinion of the secondary shaft.

Dans une telle boîte de vitesses, la réduction de vitesse entre l'arbre primaire et l'arbre secondaire pour la marche arrière présente deux étages d'engrènement. Une partie de la réduction de vitesse nécessaire pour la marche arrière est réalisée par la différence du nombre de dents des deux pignons intermédiaires de marche arrière. In such a gearbox, the speed reduction between the primary shaft and the secondary shaft for reverse has two meshing stages. Part of the speed reduction required for the reverse is achieved by the difference in the number of teeth of the two reverse gears.

Cela permet un rapport d'engrènement moindre entre l'arbre intermédiaire et l'arbre secondaire, de réduire la distance entre ces deux axes et d'améliorer l'encombrement radial de la boîte cle vitesses. Cela permet également de réduire les efforts radiaux exercés sur les arbres de la boîte de vitesses. Le fait qu'un pignon interniédiaire de marche arrière soit situé axialement en regard du pignon d'attaque permet d'utiliser lesdits deux pignons au lieu d'un seul pignon inverseur, sans augmenter la longueur de l'arbre secondaire. De plus, les pignons d'attaque sont généralement de petit diamètre. Le fait que le pignon intermédiaire de marche arrière, situé en regard du pignon d'attaque, soit celui de plus grand diamètre permet de rapprocher encore l'arbre intermédiaire de l'arbre secondaire. Avantageusement, les deux pignons intermédiaires de marche arrière, ainsi que la portion de l'arbre intermédiaire s'étendant entre les deux pignons de marche arrière occupent une zone axia'e qui n'est pas en regard des synchroniseurs de la boîte de vitesses. En effet, les synchroniseurs sont souvent les composants de la boîte 3e vitesses présentant le plus grand diamètre. De plus, l'accès nécessaire de fourchettes impose d'avoir de la place autour des synchroniseurs. Le fait que la portion de l'arbre intermédiaire allant d'un pignon à l'autre ne soit pas en regard des synchroniseurs permet de rapprocher encore l'arbre intermédiaire des autres arbres, et de réduire l'encombrement radial de la boîte de vitesses. Avantageusement, le pignon de l'arbre secondaire, engrenant avec le deuxième pignon intermédiaire de marche arrière, est situé à proximité du pignon d'attaque. L'arbre secondaire peut être le seul arbre de la boîte de vitesse engrenant directement avec la couronne de différentiel. Avantageusement, l'angle ayant comme sommet l'axe de l'arbre primaire et ayant un premier côté passant par l'axe de l'arbre intermédiaire et un deuxième côté passant par l'axe de l'arbre secondaire, est inférieur à 70 degrés. Avantageusement, la boîte de vitesses comprend une cloison de séparation entre un ensemble mécanique comprc nant les synchroniseurs contribuant à établir les rapports de la boîte de vitesses, et un ensemble d'embrayages, l'arbre interméd:aire étant monté à rotation sur un palier de ladite cloison. Selon une variante, la boîte de vitesses comprend un carter principal recevant l'ensemble mécanique, l'arbre intermédiaire étant 30 monté à rotation sur un support rapporté, fixé sur le carter principal. This allows a lower meshing ratio between the intermediate shaft and the secondary shaft, to reduce the distance between these two axes and to improve the radial size of the gearbox. This also reduces the radial forces exerted on the shafts of the gearbox. The fact that an internal reverse gear is located axially facing the pinion allows to use said two gears instead of a single reversing gear, without increasing the length of the secondary shaft. In addition, the drive gears are usually small diameter. The fact that the reverse gear, located opposite the pinion, is that of larger diameter makes it possible to bring the intermediate shaft even closer to the secondary shaft. Advantageously, the two reverse intermediate gears, as well as the portion of the intermediate shaft extending between the two reverse gears occupy an axial zone which is not opposite the synchronizers of the gearbox. In fact, synchronizers are often the components of the 3rd gear box with the largest diameter. In addition, the necessary access of forks requires to have space around the synchronizers. The fact that the portion of the intermediate shaft going from one sprocket to the other is not opposite the synchronizers makes it possible to bring the intermediate shaft even closer to the other shafts, and to reduce the radial size of the gearbox. . Advantageously, the pinion of the secondary shaft, meshing with the second intermediate reverse gear, is located near the pinion gear. The secondary shaft may be the only shaft of the gearbox meshing directly with the differential gear. Advantageously, the angle having as vertex the axis of the primary shaft and having a first side passing through the axis of the intermediate shaft and a second side passing through the axis of the secondary shaft, is less than 70 degrees. Advantageously, the gearbox comprises a separation partition between a mechanical assembly including the synchronizers contributing to establish gear ratios, and a set of clutches, the intermediate shaft being rotatably mounted on a bearing of said partition. According to one variant, the gearbox comprises a main casing receiving the mechanical assembly, the intermediate shaft being rotatably mounted on an attached support, fixed on the main casing.

Selon une autre variante, l'arbre intermédiaire est monté à rotation uniquement sur le palier de la cloison, 1(;s pignons intermédiaires de marche arrière étant en porte à faux par rapport audit palier. According to another variant, the intermediate shaft is rotatably mounted only on the bearing of the partition, 1 (s) intermediate reverse gears being cantilever relative to said bearing.

D'autres caractéristiques et avantages de l'invention apparaîtront à la lecture de la description détaillée de quelques modes de réalisation pris à titre d'exemples non limitatifs et illustrés par les dessins annexés, selon lesquels : -la figure 1 est une coupe longitudinale selon le plan IV-IV de 10 la figure 2, d'un premier mode de réalisation de boîte de vitesses robotisée à six vitesses ; -la figure 2 est une coupe transversale partielle de la boîte de vitesses robotisée à six vitesses montrant le système de commande des fourchettes ; et 15 -la figure 3 est une coupe longitudinale d'un deuxième mode de réalisation d'une boîte de vitesses robotisée à cinq vitesses. Comme illustré sur la figure 1, un mode de réalisation d'une boîte de vitesses pour groupe motopropulseur de véhicule comprend un carter principal 1 et un carter d'embrayage 2. Un dispositif 20 d'embrayage 3 relie un arbre primaire principal 4 à un vilebrequin 5 d'un moteur thermique, non représenté, via un volant amortisseur 6, représenté en silhouette sur la figure. Un arbre secondaire 7 est muni d'un pignon d'attaque 8 engrenant avec une couronne de di 'férentiel 9 et est ainsi relié aux roues du véhicule de manière permanente. 25 L'arbre primaire principal 4 s'étend sur toute la longueur de la boîte de vitesses, depuis un côté de la boîte de vitesses contenant le dispositif d'embrayage 3 jusqu'à une zone de fond 10 contenant une pluralité de synchroniseurs 11. La boîte de vitesses comprend également un arbre intermédiaire 114 parallèle, et non coaxial, avec 30 l'arbre primaire principal 4 et avec l'arbre secondaire 7. Other features and advantages of the invention will appear on reading the detailed description of some embodiments taken as non-limiting examples and illustrated by the appended drawings, in which: FIG. 1 is a longitudinal section according to IV-IV of FIG. 2, of a first embodiment of a six-speed robotic gearbox; FIG. 2 is a partial cross-section of the six-speed robotic gearbox showing the control system of the forks; and FIG. 3 is a longitudinal section of a second embodiment of a five-speed robotic gearbox. As illustrated in FIG. 1, one embodiment of a gearbox for a vehicle powertrain comprises a main casing 1 and a clutch housing 2. A clutch device 20 connects a main main shaft 4 to a main gearbox 1. crankshaft 5 of a heat engine, not shown, via a damping flywheel 6, shown in silhouette in the figure. A secondary shaft 7 is provided with a pinion gear 8 meshing with a differential ring 9 and is thus permanently connected to the wheels of the vehicle. The primary main shaft 4 extends the entire length of the gearbox from one side of the gearbox containing the clutch device 3 to a bottom area 10 containing a plurality of synchronizers 11. The gearbox also comprises an intermediate shaft 114 that is parallel and non-coaxial with the main main shaft 4 and the secondary shaft 7.

L'arbre primaire principal 4 comprend successivement, de gauche à droite sur la figure 1, un palier à billes 13, un pignon fou 14 pour le second rapport de vitesse qui sera appelé par simplification pignon de seconde 14, un corps de synchroniseur simple 15 monté sur cannelures, un pignon fou 16 pour les quatrième et sixième rapports de vitesse qui sera appelé par simplification pignon de quatrième et de sixième 16, monté sur une bague 16a, un corps de synchroniseur double 17 monté sur cannelures, un pignon fou 18 pour les rapports de troisième ou de cinquième vitesse, qui sera appelé par simplification pignon de troisième et de cinquième monté sur une bague, une denture de première vitesse 110, un premier pignon de démultiplication 111 monté sur cannelures, un arbre primaire auxiliaire 112 en forme de manchon monté sur deux paliers à aiguilles, un manchon 23 monté sur cannelures, et une cloche extérieure 24, enveloppant le dispositif d'embrayage 3, montée libre en rotation. L'arbre primaire auxiliaire 112 reçoit successivement, de gauche à droite sur la figure 1, un palier à billes 26, un deuxième pignon de démultiplication 113 rendu solidaire par des cannelures du manchon 112, et des cannelures d'entraînement du dispositif d'embrayage 3. L'arbre primaire auxiliaire 112 est coaxial à l'arbre primaire principal 4. Le dispositif d'embrayage 3 comprend un ensemble multidisques principal 27 reliant la cloche extérieure 24 avec l'arbre primaire principal 4 et un ensemble multidisques auxiliaire 28 entraînant l'arbre primaire auxiliaire 112. Les deux ensembles multidisques 27 et 28 sont coaxiaux. L'ensemble multidisques auxiliaire 28 est légèrement décalé axialement par rapport à l'ensemble multidisques principal 27, du côté de l'arbre primaire auxiliaire 112. The main main shaft 4 comprises, successively, from left to right in FIG. 1, a ball bearing 13, an idle gear 14 for the second gear ratio which will be called for simplification of the second gear 14, a simple synchronizer body 15 mounted on splines, a pinion gear 16 for the fourth and sixth gear ratio which will be called for simplification fourth and sixth pinion 16, mounted on a ring 16a, a twin synchronizer body 17 mounted on splines, a pinion 18 for the reports of third or fifth gear, which will be called for simplification third gear and fifth gear mounted on a ring, a gear of first gear 110, a first reduction gear 111 mounted on splines, a primary auxiliary shaft 112 in the form of sleeve mounted on two needle bearings, a sleeve 23 mounted on splines, and an outer bell 24, wrapping the clutch device 3, m free spinning. The auxiliary input shaft 112 successively receives, from left to right in FIG. 1, a ball bearing 26, a second reduction pinion 113 made integral by splines of the sleeve 112, and drive splines of the clutch device. 3. The auxiliary input shaft 112 is coaxial with the main primary shaft 4. The clutch device 3 comprises a main multi-disk assembly 27 connecting the outer bell 24 with the main primary shaft 4 and an auxiliary multi-disk assembly 28 driving the auxiliary drive shaft 112. The two multi-disk assemblies 27 and 28 are coaxial. The auxiliary multi-disc assembly 28 is slightly axially offset relative to the main multi-disc assembly 27, on the side of the auxiliary main shaft 112.

L'ensemble multidisques principal 27 comprend une pluralité de disques extérieurs liés en rotation avec la cloche extérieure 24 grâce à des crans coopérant avec une rainure ménagée dans une jupe 24a de la cloche extérieure 24. L'ensemble multidisques principal 27 comprend également une pluralité de disques intérieurs. intercalés avec la pluralité de disques extérieurs et solidaires en rotation d'un piston principal 29 grâce à des crans de chacun des disques de la pluralité de disques intérieurs coopérant avec des rainure::. Les deux pluralités de disques de l'ensemble de disques principal 27 sont mobiles en translation entre la jupe 24a de la cloche extérieure 24 et une partie cylindrique correspondante 29a du piston principal 29. La cloche extérieure 24 comprend une butée axiale non représentée, empêchant la pluralité de disques extérieurs de se déplacer du côté gauche de la figure. Le piston principal 29 comprend une butée axiale 30 située à la droite de l'ensemble multidisques principal 27 apte à comprimer l'ensemble multidisques principal 27 contre la butée axiale de la cloche extérieure 24. Le piston principal 29, mobile axialement, est lié en rotation avec une cloche intérieure principale 31, solidaire du manchon 23 et entraînant l'arbre primaire principal 4. Une butée à aiguilles 32 est disposée axialement entre la cloche extérieure 24 et la cloche intérieure principale 31. Un dispositif d'assistance principal 33 est disposé axialement entre la cloche intérieure principale 31 et le piston principal 29. The main multi-disk assembly 27 comprises a plurality of outer disks rotatably connected to the outer bell 24 by means of notches cooperating with a groove formed in a skirt 24a of the outer bell 24. The main multi-disk assembly 27 also comprises a plurality of inner disks. intercalated with the plurality of outer disks and integral in rotation with a main piston 29 through notches of each of the plurality of disks interiors cooperating with grooves ::. The two pluralities of discs of the main disc set 27 are movable in translation between the skirt 24a of the outer bell 24 and a corresponding cylindrical portion 29a of the main piston 29. The outer bell 24 comprises an axial stop not shown, preventing the plurality of outer disks to move on the left side of the figure. The main piston 29 comprises an axial abutment 30 situated to the right of the main multi-disc assembly 27 capable of compressing the main multi-disc assembly 27 against the axial abutment of the outer bell 24. The main piston 29, axially movable, is connected in rotation with a main inner bell 31, integral with the sleeve 23 and driving the main primary shaft 4. A needle stop 32 is disposed axially between the outer bell 24 and the main inner bell 31. A main assistance device 33 is arranged axially between the main inner bell 31 and the main piston 29.

L'ensemble multidisques auxiliaire 28 est composé d'une pluralité de disques extérieurs et d'une pluralité de disques intérieurs, intercalés entre eux. Les disques extérieurs sont solidaires d'une cloche extérieure auxiliaire 34, qui contourne le dispositif d'assistance 33 et l'ensemble multidisques principal 27. La cloche auxiliaire 34 est rigidement fixée à la cloche extérieure principale 24. Les disques intérieurs sont liés en rotation à un piston auxiliaire 35. Les deux pluralités de disques auxiliaires sont mobiles en translation le long de l'axe du dispositif d'embrayage 3. La cloche extérieure auxiliaire 34 comprend une butée axiale, non représentée, située à la droite de l'ensemble multidisques auxiliaire 28. Le piston auxiliaire 35 comprend une butée axiale 36 permettant de comprimer l'ensemble multidisques auxiliaire 28 vers la butée de la cloche auxiliaire 34. Le piston auxiliaire 35 est lié en rotation avec une cloche intérieure auxiliaire 37 grâce à des dispositifs d'assistance auxiliaires 38. Une butée axiale à aiguilles est disposée axialement entre le piston principal 29 et le piston auxiliaire 35. Le piston auxiliaire 35 présente des doigts de commande 39, qui s'étendent axialement et traversent la cloche intérieure auxiliaire 37. Les doigts de commande 39 peuvent être actionnés par une fourchette de commande F2b du dispositif d'embrayage 3. La cloche intérieure auxiliaire 37 entraîne l'arbre primaire auxiliaire 112 grâce à des cannelures. On va décrire maintenant le fonctionnement du dispositif d'embrayage 3. L'ensemble comprenant la fourchette de commande d'embrayage F2b, le piston auxiliaire 35, et le piston principal 29, forment un ensemble, mobile axialement, et comprimé par le dispositif de mise en pression 33a. Lorsque la fourchette de commande d'embrayage F2b n'est pas actionnée, le dispositif de mise en pression 33a maintient en position extrême, vers la gauche de la figure 1, les pistons principal 29 et auxiliaire 35. L'ensemble multidisques principal 27 est à l'état comprimé et l'ensemble multidisques auxiliaire 28 est à l'état non comprimé. Cette position constitue une position d'enclenchement principal du dispositif d'embrayage 3. Dans cette position, le moteur est relié à l'arbre primaire principal 4. Dans cette position, l'adhérence a lieu entre la cloche extérieure principale 24 et la cloche intérieure principale 31 qui entraîne l'arbre primaire principal 4. Lorsque la fourchette de commande d'embrayage F2b est déplacée vers la droite de la figure 1, l'ensemble des deux pistons 29 et 35 comprime le dispositif de mise en pression 33a et permet aux disques extérieur et intérieur de l'ensemble multidisques principal 27 de s'écarter, sans pour autant comprimer encore l'ensemble multidisques auxiliaire 28. Cette position de la fourchette F2b correspond à une position neutre du dispositif d'embrayage 3 dans laquelle le moteur n'est relié ni à l'arbre primaire principal 4, ni à l'arbre primaire auxiliaire 112. Lorsque la fourchette de commande d'embrayage F2b est déplacée encore vers la droite de la figure 1, l'ensemble multidisques principal 27 continue d'être à l'état libre et l'ensemble multidisques auxiliaire 28 est comprimé. Cette position constitue ure position d'enclenchement auxiliaire du dispositif d'embrayage 3 dans laquelle le moteur est relié à l'arbre primaire auxiliaire 112. On va maintenant décrire les pignons des autres arbres de la boîte de vitesses. L'arbre secondaire 7 comprend, de gauche à droite sur la figure 1, un palier à billes 41, un pignon fixe de seconde 42, une bague entretoise 42a, un pignon fixe de quatrième et de sixième 43, une bague entretoise 43a, un pignon fixe 44 de troisi,hme et de cinquième prenant appui axialement sur un épaulement 7a de l'arbre secondaire 7. L'arbre secondaire 7 comprend successivement de gauche à droite à partir de l'épaulement 7a, un pignon fou de première 47, un corps de synchroniseur à crabot 46 monté sur des can gelures, un pignon fou de marche arrière 45 prenant appui axialement sur le pignon d'attaque 8. L'extrémité droite de l'arbre secondaire 7 est montée en rotation sur un palier à rouleaux. The auxiliary array 28 is composed of a plurality of outer disks and a plurality of inner disks interposed therebetween. The outer disks are integral with an outer auxiliary bell 34, which bypasses the assistance device 33 and the main multi-disc assembly 27. The auxiliary bell 34 is rigidly fixed to the main outer bell 24. The inner disks are rotatably connected to an auxiliary piston 35. The two pluralities of auxiliary discs are movable in translation along the axis of the clutch device 3. The outer auxiliary bell 34 comprises an axial stop, not shown, located to the right of the assembly The auxiliary piston 35 comprises an axial abutment 36 for compressing the auxiliary multi-disc assembly 28 towards the abutment of the auxiliary bell 34. The auxiliary piston 35 is connected in rotation with an auxiliary inner bell 37 by means of auxiliary devices. 38. An axial needle stop is disposed axially between the main piston 29 and the auxiliary piston 35. The auxiliary piston 35 has control fingers 39, which extend axially and pass through the auxiliary inner bell 37. The control fingers 39 can be actuated by a control fork F2b of the clutch device 3. The inner bell auxiliary 37 drives the auxiliary drive shaft 112 through splines. The operation of the clutch device 3 will now be described. The assembly comprising the clutch control fork F 2b, the auxiliary piston 35, and the main piston 29 form an assembly, axially movable, and compressed by the clutch device. pressurized 33a. When the clutch control fork F2b is not actuated, the pressurizing device 33a maintains in the extreme position, to the left of FIG. 1, the main piston 29 and the auxiliary piston 35. The main multi-disk assembly 27 is in the compressed state and the auxiliary array 28 is in the uncompressed state. This position constitutes a main engagement position of the clutch device 3. In this position, the engine is connected to the main primary shaft 4. In this position, the adhesion takes place between the main outer bell 24 and the bell main inner shaft 31 which drives the main main shaft 4. When the clutch control fork F2b is moved to the right of FIG. 1, the set of two pistons 29 and 35 compresses the pressurizing device 33a and allows the outer and inner disks of the main multi-disc assembly 27 to deviate, without yet compressing the auxiliary multi-disc assembly 28. This position of the fork F2b corresponds to a neutral position of the clutch device 3 in which the motor is connected neither to the primary main shaft 4 nor to the auxiliary input shaft 112. When the clutch control fork F2b is moved further to the right of FIG. 1 the main multi-disk assembly 27 continues to be in the free state and the auxiliary multi-disk array 28 is compressed. This position constitutes an auxiliary engagement position of the clutch device 3 in which the motor is connected to the auxiliary input shaft 112. The gears of the other shafts of the gearbox will now be described. The secondary shaft 7 comprises, from left to right in FIG. 1, a ball bearing 41, a second fixed pinion 42, a spacer ring 42a, a fourth and sixth fixed pinion 43, a spacer ring 43a, a fixed pinion 44 of third, fifth and fifth bearing axially on a shoulder 7a of the secondary shaft 7. The secondary shaft 7 comprises successively from left to right from the shoulder 7a, a first idler pinion 47, a dog synchronizer body 46 mounted on cannulations, a reverse idler gear 45 bearing axially on the pinion gear 8. The right end of the secondary shaft 7 is rotatably mounted on a roller bearing .

La boîte de vitesses comprend également un arbre intermédiaire 114 monté à rotation sur deux paliers 49 et 50. L'arbre intermédiaire 114 comprend successivement, de gauche à droite sur la 'igure 1, le palier à rouleaux 49, un pignon 115, un pignon 116 monobloc avec l'arbre 114, puis reçoit le palier à bille 50, et un pignon 117 monté fixe grâce à des cannelures de l'arbre intermédiaire 114. Un support rapporté 51 comprend une partie 52 fixée sur le carter principal 1 et une partie 53 faisant saillie radialement à l'intérieur du carter 1. La partie en saillie 53 reçoit le palier 49. La partie 52 est fixée sur le carter principal 1 par des moyens de fixation comprenant des vis 54. Grâce à l'existence du support rapporté 51, on comprend que le synchroniseur 17 peut être aisément logé dans le carter principal 1, malgré le fait que l'encombrement radial maximal du synchroniseur 17 dépasse l'extrémité de l'arbre intermédiaire 114. Les pignons 45 et 47, et le synchroniseur 46 correspondant aux rapports de marche arrière et de première sont reportés sur l'axe secondaire 7 de manière à favoriser encore le rapprochement de l'arbre intermédiaire 114 et de l'arbre primaire principal 4. Grâce aux moyens de fixation du suppert rapporté 51 sur le carter principal 1, l'arbre intermédiaire 114 est immobilisé quelle que soit la direction des efforts radiaux s'exerçant sur lui. Le pignon 116 est un premier pignon intermédiaire de démultiplication, engrenant avec le premier pignon de démultiplication 111 de l'arbre primaire 4. Le pignon 117 est un deuxième pignon intermédiaire de démultiplication, engrenant avec le deuxième pignon de démultiplication 113 de l'arbre primaire 112. Grâce au couple de pignons 116-117, lorsque le moteur entraîne l'arbre primaire auxiliaire 112, celui-ci entraîne l'arbre primaire principal 4 à une vitesse de rotation supérieure à celle du moteur. The gearbox also comprises an intermediate shaft 114 rotatably mounted on two bearings 49 and 50. The intermediate shaft 114 comprises successively, from left to right in FIG. 1, the roller bearing 49, a pinion 115, a pinion 116 integrally with the shaft 114, then receives the ball bearing 50, and a pinion 117 fixedly mounted through splines of the intermediate shaft 114. An attached support 51 comprises a portion 52 fixed on the main housing 1 and a part 53 protruding radially inside the housing 1. The projecting portion 53 receives the bearing 49. The portion 52 is fixed on the main housing 1 by fastening means comprising screws 54. Due to the existence of the support reported 51, it is understood that the synchronizer 17 can be easily accommodated in the main housing 1, despite the fact that the maximum radial space of the synchronizer 17 exceeds the end of the intermediate shaft 114. The gears 45 and 47, and the sy nchroniser 46 corresponding to the reverse and first gear ratios are reported on the secondary axis 7 so as to further promote the approximation of the intermediate shaft 114 and the main main shaft 4. Thanks to the attachment means of the reported suppert 51 on the main casing 1, the intermediate shaft 114 is immobilized whatever the direction of the radial forces exerted on it. The pinion 116 is a first intermediate reduction gear, meshing with the first reduction gear 111 of the primary shaft 4. The pinion 117 is a second intermediate reduction gear, meshing with the second reduction gear 113 of the primary shaft 112. Thanks to the gear pair 116-117, when the motor drives the auxiliary drive shaft 112, the latter drives the main main shaft 4 at a speed of rotation greater than that of the motor.

Le pignon fou 18 peut entraîner le véhicule selon le rapport de troisième. Lorsque le dispositif d'embrayage 3 est en position d'enclenchement auxiliaire, l'arbre primaire auxiliaire 1 2 présente une vitesse de rotation identique au vilebrequin 5. L'arbre primaire principal 4 est entraîné avec une vitesse de rotation supérieure à celle du vilebrequin 5, et le pignon fou 18 peut entraîner le véhicule selon le rapport de cinquième. Le synchroniseur simple 15 et le synchroniseur double 17 sont du type à cônes de friction, tels que décrits par exemple dans la demande de brevet français FR-A-2 821 652 à laquelle on pourra se référer. Le pignon fou de première 47 est équipé d'une roue libre 47a, tel que décrit dans la demande de brevet EP 1 273 825 (REN,"AULT). Le synchroniseur double à crabot 46 est commandé par une fourchette Flb. Le synchroniseur double à friction 17 est commandé par une fourchette F 1 a. Le synchroniseur simple à friction 15 est commandé par une fourchette F2a et le dispositif d'embrayage 3 est commandé par la fourchette F2b. Le pignon fou de seconde 14 engrène avec le pigr on fixe de seconde 42 et constitue, avec le synchroniseur simple 15, un module de seconde vitesse. Le pignon fou 16 et le pignon fixe 43 et une partie du synchroniseur double 17, constituent un module de quat:ième et de sixième vitesses. Le pignon fou 18 et le pignon fixe 44 et l'autre partie du synchroniseur double à friction 17, constituent un module de troisième et de cinquième vitesses. Le pignon 116 est également un premier pignon intermédiaire de marche arrière. Le pignon 115 est un deuxième pignon intermédiaire de marche arrière engrenant avec le pignon fou de marche arrière 45. Le pignon 115 présente un nombre de dents inférieur au pignon 116. En marche arrière, le couple moteur est transmis entre l'arbre primaire principal 4 et l'arbre secondaire 7 par deux étages d'engrènement entre les pignons 111 et 116 d'une part, et 115 et 45 d'autre part. Les pignons 115 et 116 sont côte à côte. Le pignon 116 et le palier à bille 50 sont situés dans une position axiale correspondant à celle du pignon d'attaque 8. Une partie du synchroniseur 46, et les pignons 45, 115, 116 et 1 1 1 cor stituent un module de marche arrière. La denture 110 engrène avec le pignon fou de première vitesse 47 et constitue avec l'autre partie du synchroniseur 46 un module de première vitesse. L'ensemble des modules de la boîte de vitesses sont situés dans un ensemble mécanique délimité d'un côté par le carter principal 1 et de l'autre par la cloison 2a du carter d'embrayage 2. Les paliers à billes 13 et 41 sont fixés dans le carter principal l . Le palier à rouleaux 48 (figure 3) de l'arbre secondaire 7 ainsi que los paliers à billes 26 et 50 sont fixés dans la cloison 2a du carter d'embrayage 2. La figure 2 montre un système de commande 70 du groupe motopropulseur ainsi que la couronne de différentiel 9, l'axe 4a des arbres primaires principal 4 et auxiliaire 112 et du dispositif d'embrayage 3, l'axe 114a de l'arbre intermédiaire 114, l'axe 7a de l'arbre secondaire 7. Le système de commande 70 comprend un premier actionneur motorisé 72 apte à faire pivoter un premier bloc de sélection 73 autour d'un axe 73a transversal par rapport aux arbres de la boîte c e vitesses. Le premier bloc de sélection 73 est muni d'un premier doigt de passage 74 et d'un deuxième doigt de passage 75. Le premier actionneur 72 est muni d'un dispositif de sélection 76 capable de déplacer en translation le premier bloc de sélection 73 entre une première position de sélection illustrée sur la figure 2 dans laquelle le premier doigt de passage 74 coopère avec une prerière tige d'entraînement de fourchette 77 et une deuxième position de sélection, non représentée sur la figure 2, dans laquelle le deuxième doigt de passage 75 coopère avec une deuxième tige d'entraînement de fourchette 78. La première tige d'entraînement de fourchette 77 entraîne la fourchette Flb pour actionner le synchroniseur à crabot 46. The idler gear 18 can drive the vehicle according to the third gear. When the clutch device 3 is in the auxiliary engagement position, the auxiliary input shaft 1 2 has a speed of rotation identical to the crankshaft 5. The main primary shaft 4 is driven with a speed of rotation greater than that of the crankshaft 5, and the idler gear 18 can drive the vehicle according to the fifth gear. The simple synchronizer 15 and the double synchronizer 17 are of the friction cone type, as described for example in the French patent application FR-A-2,821,652 to which reference may be made. The first idler gear 47 is equipped with a freewheel 47a, as described in the patent application EP 1 273 825 (REN, "AULT.) The double clutch synchronizer 46 is controlled by a fork Flb. friction 17 is controlled by a fork F 1 A. The simple friction synchronizer 15 is controlled by a fork F2a and the clutch device 3 is controlled by the fork F2b.The second idler 14 meshes with the fixed pigr on of second 42 and constitutes, with the simple synchronizer 15, a second speed module, the idle gear 16 and the fixed gear 43 and part of the double synchronizer 17 constitute a fourth and sixth gear module. 18 and the fixed gear 44 and the other part of the double friction synchronizer 17 constitute a third and fifth speed module, the pinion 116 is also a first reverse intermediate gear, the pinion 115 is a second pinion. reverse gear meshing with the reverse idler gear 45. The pinion 115 has a lower number of teeth than the pinion 116. In reverse, the engine torque is transmitted between the main primary shaft 4 and the secondary shaft 7 by two meshing stages between the gears 111 and 116 on the one hand, and 115 and 45 on the other hand. The gears 115 and 116 are side by side. The pinion 116 and the ball bearing 50 are located in an axial position corresponding to that of the pinion gear 8. Part of the synchronizer 46, and the pinions 45, 115, 116 and 1 January 1 cor stituent a reverse module . The toothing 110 meshes with the first gear idler gear 47 and constitutes with the other part of the synchronizer 46 a first gear module. All the modules of the gearbox are located in a mechanical assembly delimited on one side by the main casing 1 and on the other by the partition 2a of the clutch housing 2. The ball bearings 13 and 41 are fixed in the main housing l. The roller bearing 48 (FIG. 3) of the secondary shaft 7 as well as ball bearings 26 and 50 are fixed in the partition 2a of the clutch housing 2. FIG. 2 shows a control system 70 of the power train as well as that the differential ring 9, the axis 4a of the main primary shaft 4 and auxiliary 112 and the clutch device 3, the axis 114a of the intermediate shaft 114, the axis 7a of the secondary shaft 7. The control system 70 includes a first motorized actuator 72 adapted to rotate a first selection block 73 about an axis 73a transverse to the shafts of the gear box. The first selection block 73 is provided with a first passage finger 74 and a second passage finger 75. The first actuator 72 is provided with a selection device 76 capable of translational movement of the first selection block 73 between a first selection position shown in FIG. 2 in which the first passage finger 74 cooperates with a first fork drive rod 77 and a second selection position, not shown in FIG. 2, in which the second finger of passage 75 cooperates with a second fork drive rod 78. The first fork drive rod 77 drives the fork Flb to actuate the dog synchronizer 46.

La deuxième tige d'entraînement de fourchette 78 entraîne la fourchette F 1 a pour actionner le synchroniseur double 17. Le système de commande 70 comprend également un deuxième actionneur motorisé 79 capable de faire pivoter un deuxième bloc de sélection 80 autour d'un axe transversal 80a. Le deuxième bloc de sélection 80 est muni d'un doigt de passage 81 coopérant avec une tige d'entraînement de fourchette 82 reliée d'une part à la fourchette F2a d'entraînement du synchroniseur simple 15 et d'autre part, à la fourchette F2b d'actionnement du dispositif d'engrenage 3. Le premier actionneur 72 entraîne alternativement les fourchettes F 1 a et F 1 b selon deux positions de sélection différentes. Le deuxième actionneur 79 entraîne alternativement les fourchettes F2a ou F2b. L'angle a ayant comme sommet l'axe 4a de l' arbi e primaire principal 4 et ayant un premier côté passant par l'axe 114a de l'arbre intermédiaire 114 et un deuxième côté passant par l'axe 7a de l'arbre secondaire 7 est un angle aigu, de préférence inférieur à 70 , et par exemple 64 . Dans une section transversale de la boîte de vitesses au voisinage du pignon d'attaque 8, les pignons des arbre: occupant l'espace le plus important sont la couronne de différentiel 9, le pignon fou de première 47 et le premier pignon de démultiplicatio 116. Ces trois pignons occupent un espace dont la surface inférieu:-e épousée par le carter principal 1 est sensiblement plane. Le premier bloc de sélection 73 occupe l'espace disponible entre l'arbre primaire principal 4 et la couronne de différentiel 9. Les centres des axes de la couronne de différentiel 9, de l'axe 7a de l'arbre secondaire 7 et de l'arbre intermédiaire 114 sont sensiblement alignés et disposé horizontalement. Le système de commande 70 est disposé de manière sensiblement horizontale. L'axe de rotation du deuxième bloc de sélection 80 est sensiblement vertical et passe entre l'axe de l'arbre primaire 4 et de l'arbre secondaire 7. On va maintenant décrire le fonctionnement de la boîte de vitesses. Le pignon fou de seconde 14 engrène avec le pignon fixe de seconde 42. Le pignon fou 16 de quatrième et de sixième engrène avec le pignon fixe 43 correspondant. Le pignon fou 18 de troisième et de cinquième engrène avec le pignon fixe 44 correspondant. L'enclenchement d'un rapport de première vitesse ou de marche arrière nécessite, tout d'abord, d'actionner la fourchette d'embrayage F2b de façon à amener le dispositif d'embrayage 3 dans une configuration neutre. L'opération nécessite ensuite d'actionner la fourchette F lb vers le pignon fou correspondant 16 ou 18, puis de ramener la fourchette F2b en position d'enclenchement principal dans lequel l'ensemble multidisques principal 27 est serré. La transition entre le rapport de première et le rapport de seconde se fait en enclenchant directement le synchroniseur simple 15, en déplaçant la fourchette F2a vers le pignon de seconde 14, c'est-à-dire vers la gauche de la figure. Cet enclenchement a lieu alors que la fourchette F lb reste en position de première enclenchée. La vitesse de rotation de l'arbre secondaire 7 est imposée par le synchroniseur de seconde 15. La roue libre 47a permet au pignon fou de première 47 d'avoir une vitesse de rotation inférieure à celle de l'arbre secondaire 7. La transition entre les rapports de première et de seconde a lieu sous couple. Lorsque le rapport de seconde est enclenché et que la vitesse 30 du véhicule augmente, la transition de rapport à préparer n'est plus la transition de seconde vers le rapport de première et devient la transition du rapport de seconde vers un rapport de troisième ou de quatrième. Un calculateur, non représenté, commande au premier actionneur 72 de ramener la fourchette Flb en position neutre, puis de changer de position de sélection de manière à être prêt à actionner la fourchette Fia. La transition entre le rapport de seconde et le rapport de troisième ou de quatrième se fait en enclenchant directement la fourchette F 1 a vers le pignon correspondant 16 ou 18, sire ultanément avec le retour de la fourchette F2a à une position neutre. La coïncidence du mouvement d'enclenchement de la fourchet:e F la avec le mouvement de déclenchement du rapport de seconde par la fourchette F2a permet de réaliser une transition sous couple sans agir sur le dispositif d'embrayage 3. The second fork drive rod 78 drives the fork F 1 a to actuate the dual synchronizer 17. The control system 70 also includes a second motorized actuator 79 capable of pivoting a second selection block 80 about a transverse axis 80a. The second selection block 80 is provided with a passage finger 81 cooperating with a fork drive rod 82 connected on the one hand to the drive fork F2a of the simple synchronizer 15 and on the other hand to the fork F2b for actuating the gear device 3. The first actuator 72 alternately drives the forks F 1 a and F 1 b according to two different selection positions. The second actuator 79 alternately drives the ranges F2a or F2b. The angle a having, as vertex, the axis 4a of the primary primary arc 4 and having a first side passing through the axis 114a of the intermediate shaft 114 and a second side passing through the axis 7a of the shaft secondary 7 is an acute angle, preferably less than 70, and for example 64. In a transverse section of the gearbox in the vicinity of the pinion gear 8, the pinions of the shafts occupying the largest space are the differential ring gear 9, the first idle pinion 47 and the first gear pinion gear 116. These three gears occupy a space whose lower surface: - is wedged by the main casing 1 is substantially flat. The first selection block 73 occupies the space available between the main primary shaft 4 and the differential ring gear 9. The centers of the axes of the differential ring 9, the axis 7a of the secondary shaft 7 and the intermediate shaft 114 are substantially aligned and disposed horizontally. The control system 70 is arranged substantially horizontally. The axis of rotation of the second selection block 80 is substantially vertical and passes between the axis of the primary shaft 4 and the secondary shaft 7. We will now describe the operation of the gearbox. The second idler gear 14 meshes with the second fixed pinion 42. The fourth and sixth idle gear 16 meshes with the corresponding fixed pinion 43. The third and fifth idler gear 18 meshes with the corresponding fixed gear 44. Engaging a first gear or reverse gear requires, first of all, to actuate the clutch fork F2b so as to bring the clutch device 3 into a neutral configuration. The operation then requires to actuate the fork F lb to the corresponding idle gear 16 or 18, then to bring the fork F2b in the main engagement position in which the main multi-disc assembly 27 is tightened. The transition between the first report and the second report is done by directly engaging the simple synchronizer 15, moving the fork F2a to the second gear 14, that is to the left of the figure. This engagement takes place while the fork F lb remains in the first engaged position. The rotational speed of the secondary shaft 7 is imposed by the second synchronizer 15. The freewheel 47a allows the first idle gear 47 to have a rotational speed lower than that of the secondary shaft 7. The transition between the reports of first and second takes place under torque. When the second gear is engaged and the vehicle speed increases, the ratio transition to be prepared is no longer the second transition to the first gear and becomes the transition from the second gear to a third gear ratio. fourth. A calculator, not shown, causes the first actuator 72 to return the range Flb to the neutral position, then to change the selection position so as to be ready to actuate the range Fia. The transition between the second gear and the third or fourth gear is done by directly engaging the fork F 1a to the corresponding pinion 16 or 18, sire ulteriorly with the return of the fork F2a to a neutral position. The coincidence of the engagement movement of the fork: e F la with the triggering movement of the second gear ratio by the fork F2a makes it possible to make a transition under torque without acting on the clutch device 3.

La transition entre le rapport de troisième et le rapport de quatrième se fait avec une interruption du couple de court: durée. Le premier actionneur 72 déplace la fourchette Flb vers la gauche de la figure 1 et le synchroniseur double 17 passe d'une configuration de troisième enclenchée à une configuration neutre et imrr. édiatement après à une configuration de quatrième enclenchée. La transition du rapport de troisième au rapport de cinquième se fait en laissant la fourchette F i a enclenchée avec le pignon 18 et en déplaçant la fourchette F2b vers la droite de la figure 1. Lc dispositif d'embrayage 3 passe d'une position d'enclenchement principal à une position d'enclenchement auxiliaire en passant de manière transitoire par une position neutre. La transition de troisième en cinquième est également une transition avec une interruption de couple de courte durée. Il en est de même pour la transition entre les rapports de quatrième et de sixième vitesses. Les pignons de démultiplication 116 et 117 permettent de dédoubler les rapports établis par le synchroniseur double 17 en agissant uniquement sur le dispositif d'embrayage 3. La transition entre le rapport de quatrième et le rapport de cinquième se fait en faisant coïncider le déplacement de lî. fourchette Fia par le premier actionneur 72, depuis le pignon 16 jusqu'au pignon 18 en passant par une position neutre, et le déplacerent de la fourchette F2b par le deuxième actionneur 79. La simultanéité des deux phases de transition du dispositif d'embrayage 3 et du synchroniseur double 17 permet d'obtenir une transition de quatrième à cinquième vitesse avec un temps d'interruption du couple également de courte durée. La transition entre les rapports de cinquième et de sixième vitesse se fait en déplaçant uniquement la fourchette F l a et a lieu avec 15 une interruption du couple de courte durée. Dans la boîte de vitesses, les transitions entre deux rapports quelconque de marche avant ont lieu, soit sous couple pour ce qui est des rapports inférieur ou égal à la troisième, soit avec une interruption de couple de courte durée. La différence entre deux rapports de 20 transmission supérieur ou égal à la troisième est plus faible que la différence entre deux rapports inférieur ou égal à la troisième. Les temps de transition entre deux rapports de courte durée sont quasiment insensibles au conducteur dont le véhicule se comporte quasiment comme s'il est équipé d'une boîte de vitesses à transition sous couple 25 pour l'ensemble de ces rapports. La durée de l'interruption de couple lors d'une transition de rapport est de quelques centaines de milliseconde, voire inférieure à 100 millisecondes. La figure 3 illustre un autre mode de réalisation de l'invention sous la forme d'une boîte devitesses à cinq rapports de marche avant. 30 On retrouve dans ce mode de réalisation l'ensemble des caractéristiques structurelles, précédemment décrites en relation aux figures 1 et 2, hormis les caractéristiques liées au module des rapports de deuxième, de quatrième et de sixième ainsi que le mode d'actionnement de ces modules. Les pièces identiques ou similaires portent les mêmes références que sur les figures 1 et 2. On va maintenant décrire uniquement les parties différentes correspondant à la partie gauche de la figure 3. L'arbre primaire principal 4 comprend, de gauche à droite, le palier 13, un synchroniseur simple à cônes de friction 100 et un pignon fou de seconde quatrième vitesses 101 coopérant, sur sa gauche, avec un baladeur du synchroniseur simple 100 et, sur sa droite, avec un baladeur du synchroniseur double 17. Le synchroniseur simple 100 est actionné par une fourchette F'2a, entraînée par le deuxième actionneur 79. L'arbre secondaire 7 est muni, de gauche à droite sur la figure, du palier à billes 41, puis d'une entretoise 102a, d'un pignon 102, monté sur des cannelures de l'arbre secondaire 7. Le reste de la boîte de vitesses illustré sur la figure 3 est identique au mode de réalisation précédemment décrit en référence aux figures 1 et 2. Le pignon 101 engrène avec le pignon fou 101. Le deuxième actionneur 79 est muni d'un bloc de sélection à deux doigts de passage opposés contribuant à pousser deux tiges d'entraînement de fourchette se déplaçant sur un même axe parallèle aux arbres de la boîte de vitesses. Lorsque le bloc de sélection du deuxième actionneur 79 tourne dans un sens de rotation, l'un des doigts de passa{; e entraîne une tige d'entraînement de fourchette qui pousse la fourchette F2b vers la droite de la figure 3. Lorsque le même bloc de sélection tourne dans l'autre sens, l'autre doigt de passage tire une autre tige d'entraînement qui tire la fourchette F'2a également vers la droite de la figure 3. The transition between the third report and the fourth report is done with an interruption of the short couple: duration. The first actuator 72 moves the range Flb to the left of Figure 1 and the dual synchronizer 17 moves from a third configuration engaged to a neutral configuration and imrr. ediatement after at a fourth interlocked configuration. The transition from the third gear to the fifth gear ratio is done by leaving the fork F i engaged with the pinion 18 and moving the fork F 2b to the right of FIG. 1. The clutch device 3 moves from a position of main engagement with an auxiliary latching position transiently passing through a neutral position. The third to fifth transition is also a transition with a short break in torque. It is the same for the transition between the reports of fourth and sixth gear. The reduction gears 116 and 117 make it possible to split the ratios established by the double synchronizer 17 by acting solely on the clutch device 3. The transition between the fourth gear and the fifth gear is done by matching the displacement of the gear. . fork Fia by the first actuator 72, from the pinion 16 to the pinion 18 passing through a neutral position, and moved the fork F2b by the second actuator 79. The simultaneity of the two transition phases of the clutch device 3 and the dual synchronizer 17 provides a transition from fourth to fifth speed with a torque interruption time also short. The transition between the fifth and sixth gear ratios is by moving only the fork F l a and occurs with a short torque interruption. In the gearbox, the transitions between any two forward gears take place, either under torque for ratios less than or equal to the third, or with a short torque interruption. The difference between two transmission ratios greater than or equal to the third is smaller than the difference between two ratios less than or equal to the third. The transition times between two short reports are virtually insensitive to the driver whose vehicle behaves almost as if it is equipped with a torque transition gearbox 25 for all of these reports. The duration of the torque interruption during a report transition is a few hundred milliseconds, or even less than 100 milliseconds. FIG. 3 illustrates another embodiment of the invention in the form of a gear box with five forward gears. In this embodiment, we find all the structural characteristics previously described with reference to FIGS. 1 and 2, except for the characteristics related to the modulus of the second, fourth and sixth ratios, as well as the actuation mode of these modules. The same or similar parts bear the same references as in FIGS. 1 and 2. Only the different parts corresponding to the left part of FIG. 3 will now be described. The main primary shaft 4 comprises, from left to right, the bearing 13, a simple synchronizer with friction cones 100 and a fourth-speed idle gear 101 cooperating, on its left, with a player of the simple synchronizer 100 and, on its right, with a player of the dual synchronizer 17. The simple synchronizer 100 is actuated by a fork F'2a, driven by the second actuator 79. The secondary shaft 7 is provided, from left to right in the figure, the ball bearing 41, then a spacer 102a, a pinion 102 , mounted on the splines of the secondary shaft 7. The rest of the gearbox illustrated in Figure 3 is identical to the embodiment previously described with reference to Figures 1 and 2. The pinion 101 meshes with c the idle gear 101. The second actuator 79 is provided with a selection block with two opposite passage fingers contributing to push two fork drive rods moving on the same axis parallel to the shafts of the gearbox. When the selection block of the second actuator 79 rotates in a direction of rotation, one of the fingers of passa {; e drives a fork drive rod which pushes the fork F2b to the right of Figure 3. When the same selection block rotates in the other direction, the other finger pulls another drive rod that pulls the fork F'2 also to the right of Figure 3.

On va maintenant décrire les parties du fonctionnement de cette boîte de vitesses qui diffèrent du fonctionnement de la boîte de vitesses précédemment décrite. La transition entre le rapport de première et le rapport de seconde, se fait sous couple en actionnant la fourchette F'2a vers la droite de la figure 3 tandis que la fourchette Flb reste enclenchée. Lorsque le régime moteur est tel qu'il y a lieu de configurer la boîte de vitesses dans une position la préparant à une transition de seconde vers troisième, la fourchette Flb est :-amenée en position neutre et le premier actionneur 72 change de position de sélection de manière à être prêt à déplacer la fourchette F 1 a vers la droite de la figure 3. Lors de la transition entre le rapport de seconde et le rapport de troisième ou de quatrième, le deuxième actionneur 79 ramène la fourchette F'2a en position neutre de manière simultanée avec l'enclenchement de la fourchette F1a, soit vers le pignon fou 18 du rapport de troisième, soit vers la gauche de la figure 3 pour synchroniser le pignon fou 101. La simultanéité de ces deux changements permet de réaliser une transition sous couple du rapport de seconde vers le rapport de troisième ou de quatrième. La transition du rapport de troisième au rapport de quatrième présente une interruption de couple de courte durée. Il en est de meme de la transition du rapport de troisième au rapport de cinquième. Comme dans le mode de réalisation précédent, la transition entre le rapport de quatrième au rapport de cinquième, consiste à synchroniser le déplacement de la fourchette Fia et le déplacement de la fourchette F2b de manière que les instants d'interruption .ie couple, dus au synchroniseur double à friction et au dispositif d'embrayage 3, coïncident. Dans ce mode de réalisation, le même pignon fou 101 peut être synchronisé à l'arbre primaire principal 4, soit par l'action du premier actionneur 72, soit par l'action du deuxième actionneur 79. We will now describe the parts of the operation of this gearbox that differ from the operation of the gearbox described above. The transition between the first gear and the second gear, is under torque by operating the fork F'2a to the right of Figure 3 while the fork Flb remains engaged. When the engine speed is such that it is necessary to configure the gearbox in a position preparing for a transition from second to third, the range Flb is: - brought into neutral position and the first actuator 72 changes position of selection so as to be ready to move the fork F 1 a to the right of Figure 3. During the transition between the second ratio and the third or fourth ratio, the second actuator 79 returns the range F'2a in neutral position simultaneously with the engagement of the fork F1a, either to the idler gear 18 of the third gear, or to the left of Figure 3 to synchronize the idler gear 101. The simultaneity of these two changes allows to achieve a transition under torque of the ratio of second to the ratio of third or fourth. The transition from third gear to fourth gear ratio has a short torque interruption. The same is true of the transition from the third to the fifth report. As in the previous embodiment, the transition between the ratio of fourth to fifth ratio is to synchronize the displacement of the range Fia and the displacement of the range F2b so that the moments of interruption .ie torque, due to the double synchronizer friction and clutch device 3, coincide. In this embodiment, the same idler gear 101 can be synchronized to the main main shaft 4, either by the action of the first actuator 72, or by the action of the second actuator 79.

Claims

1 - Gearbox, especially for a motor vehicle having parallel shafts, comprising a plurality of synchronizers (15, 17), a primary shaft (4) connected to the motor by a clutch device (3), a secondary shaft (7). ) provided with a pinion gear (8) meshing with a differential ring gear (9) and an intermediate shaft (114), non-coaxial with the primary (4, 112) and secondary (7) shafts, characterized by the fact that the intermediate shaft (114) is provided with a first (116) and a second (115) intermediate reverse gear, integral with each other, the first (116) of which meshes with a pinion (111) the primary shaft (4) located axially facing the drive pinion (8) and the second (115) has a lower number of teeth to the first pinion (116) intermediate reverse gear and meshes with a pinion (45). ) of the secondary shaft (7).

2 - gearbox according to claim 1, wherein the two pinions (115, 116) intermediate reverse, and the portion of the intermediate shaft extending between the two gears (115, 116) of reverse occupy an axial zone which is not opposite the synchronizers (17, 46) of the gearbox.

3 - gearbox according to any one of the preceding claims, wherein the pinion (45) of the secondary shaft (7) meshing with the second pinion (115) intermediate reverse is located near the pinion gear (8).

4 - Gearbox according to any one of the preceding claims, wherein the secondary shaft (7) is the only shaft of the gearbox meshing directly with the differential ring (9).

5 - gearbox according to any one of the preceding claims, wherein the angle (a) having as vertex 1 uxe (4a) of the primary shaft (4) and having a first side passing through the axis (114a ) of the intermediate shaft (114) and a second side passing through the axis (7a) of the secondary shaft (7), is less than 70 degrees.

6 - Gearbox according to any one of the preceding claims, comprising a partition (2a) for separation between a mechanical assembly comprising the synchronizers contributing to establish the reports of the gearbox, and a set of clutches, the shaft: intermediate (114) being rotatably mounted on a bearing (50) of said partition (2a).

7 - Gearbox according to claim 6, comprising a main housing (1) receiving the mechanical assembly, the intermediate shaft (114) being rotatably mounted on an attached support (51), fixed on the main housing (1) .

8 - Gearbox according to claim 6, wherein the intermediate shaft (114) is rotatably mounted only on the bearing of the partition (2a), the intermediate reverse gears being cantilever relative to said bearing.