WO1996035063A1 - Systeme de transmission a variation continue a haut rendement pour un moteur, en particulier de vehicule automobile - Google Patents

Systeme de transmission a variation continue a haut rendement pour un moteur, en particulier de vehicule automobile Download PDF

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WO1996035063A1
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    • F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
    • F16H47/065—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the friction or endless flexible member type
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    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
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    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft

Definitions

  • the present invention relates to a high efficiency continuously variable transmission system for a motor vehicle engine.
  • an internal combustion engine which equips a motor vehicle is intended to provide a torque, that is to say a certain driving force in rotation of the output shaft of the engine.
  • This torque is a function of the engine load, which is controlled from the throttle pedal, and the product of the torque multiplied by the engine speed gives the power supplied.
  • This torque and this speed of rotation must be transformed to be transmitted to the drive wheels of the vehicle, adapting to the wishes of the driver and the road conditions.
  • two organs are necessary, namely: a clutch and a change in the gear reduction ratio.
  • the gear ratio will make it possible to obtain higher vehicle acceleration speeds or slower engine rotation speeds in the case of economical driving. There is therefore a need for a system which can provide different gear ratios between the speed of rotation of the engine and that of the vehicle wheels, this is the function of the gearbox.
  • the gearbox can be manual or fully automatic, but in both cases a limited number of reports.
  • gear ratio which is not limited to a few well defined values but which provides an infinity of ratios, it is the so-called continuously variable transmission in which there is no There is no longer a passage between two distinct reduction values but a gradual variation to go from one value to another passing through all the intermediate values.
  • a continuously variable transmission system makes it possible to choose the best value for the engine speed at all times, which results in better efficiency of the powerplant, with two main advantages: - a reduction in pollution as a result of a reduction in the quantity of fuel consumed, an optimization of the engine settings for certain speeds and a lowering of the engine speed at high speeds, and
  • the kinematic chain is as follows. A first pulley is linked in rotation to the motor shaft, a second pulley is linked to the drive wheels and the belt mounted between these two pulleys transmits the entire power of the motor.
  • this type of continuously variable transmission has several drawbacks in particular.
  • a first drawback lies in poor performance, especially at high speeds, because the metal belt receives and transmits all of the engine power, its own efficiency therefore applies to all of the engine power, resulting in significant losses.
  • the belt is on the large radius of the driving pulley and the centrifugal force applied to the belt becomes very high at high speed.
  • the clamping pressure must be increased, which does not improve the yield. The stresses on the belt in this case are very high, which reduces its service life.
  • a second drawback lies in the fact that, on the shortest ratio, the torque applied to the driven pulley is multiplied by the reduction ratio of the belt which is of the order of 2.5, which requires a pressure of significant tightening and does not facilitate adaptation on more powerful vehicles with high torques.
  • the continuously variable transmission system comprises an input shaft coupled to the output shaft of the engine, an output shaft coupled to a drive differential for the drive wheels of the vehicle and, interposed between the two shafts input and output:
  • a first drive link with constant speed ratio which consists of a chain wound on a driving pinion and on a driven pinion
  • a second drive link with continuous speed variation and which consists of a belt wound on a driving pulley integral in rotation with the input shaft and on a driven pulley integral in rotation with an intermediate shaft.
  • Such a transmission principle works according to two operating modes, a first operating mode which gives the highest gear ratios and a second operating mode which gives the highest gear ratios.
  • the power transmission takes place in two parallel paths, namely the belt variator and the link with constant speed ratio constituted by the chain. These two tracks are then linked thanks to the train planetary so that the speed at the output of the transmission is linked to the difference between the two speeds given by these two links.
  • the belt drive is on its highest gear, the transmission can switch to the second operating mode.
  • the various elements of the planetary gear rotate at the same speed to prepare for the tilting in the second operating mode.
  • the constant speed link driving the planetary carrier and the variable speed link driving the sun gear, so the constant speed link should be given the same ratio as the highest gear high linkage with variable speed ratio.
  • the crown of the planetary gear will also rotate at the same speed as the other elements of the planetary gear.
  • a clutch is used which secures in rotation the various elements of the planetary gear.
  • the link with constant speed ratio is inoperative, and the power transmission is made only by the variable speed drive, that is to say the belt which receives the entire engine torque. To obtain the highest speeds, it is therefore necessary for the belt to work in overdrive to give the secondary pulley the highest speeds.
  • Such a transmission system makes it possible to obtain very high reduction values which can go as far as obtaining a neutral position and a reverse gear but, for high reduction ratios, the torque transmitted by the two training bonds becomes very high.
  • This transmission system also presents
  • this transmission system has a major drawback. Indeed, the overall length of the system must comply with an imperative length constraint, this length is generally between 320 and 400 mm. Concretely, such a transmission system does not allow this constraint to be respected, so that the industrialization of this system is difficult to envisage.
  • the object of the invention is to design a continuously variable transmission system with high efficiency which is in particular capable of transmitting a high torque without inducing excessive stresses in the various drive links, of having a very good efficiency especially on the highest overdrive ratios and with high engine rotation speeds, and to respect the aforementioned length constraint imposed by the manufacturers, while providing other advantages.
  • the invention provides a high-efficiency continuously variable transmission system for an engine, in particular for a motor vehicle, this transmission system comprising an input shaft coupled to the output shaft of the engine, a shaft output coupled to the vehicle drive system and, interposed between the two input and output shafts: a first drive link with constant speed ratio, integral in rotation with the input shaft and which can be made inoperative by means of a first clutch, a second drive link with continuous speed variation and which consists of a belt wound on a driving pulley carried by a first shaft, and integral in rotation with the input shaft and on a driven pulley carried by an intermediate shaft and which can be linked in rotation with the output shaft by a second clutch, and - a planetary gear train whose door -satellites is linked in rotation with the first drive link, while the crown is integral in rotation with the output shaft and the sun pinion integral in rotation with the driven pulley, or vice versa, characterized in that, in a first operating mode corresponding to the highest gear ratios, the first clutch is open to
  • the first drive link with constant speed ratio can be constituted by a chain, a gear train with two pinions or a direct link between the input shaft and the shaft of the planet train planet carrier.
  • the high-efficiency continuously variable transmission system according to the invention has many advantages, including:
  • the number of constituent elements of the transmission system according to the invention is not globally increased compared to that of conventional solutions, and use is made of known elements similar to those which are mounted on automatic transmissions.
  • FIGS. 1 and 3 are schematic views of a transmission system continuously variable with high efficiency for a front wheel drive vehicle
  • Figures 2, 4 to 7 are schematic views of a transmission system according to the invention but for a rear wheel drive vehicle.
  • the high efficiency continuously variable transmission system according to the first embodiment illustrated in FIG. 1 comprises an input shaft E coupled in rotation to the output shaft 1 of a motorization assembly hereinafter referred to as motor M, an output shaft S and, interposed between the two input trees E and output S:
  • the output shaft 1 of the motor M is axially aligned with the input shaft E with the interposition of a disengageable starting device 5 and similar to those used in conventional transmissions, namely for example: an electromagnetic powder clutch , a disc clutch or a hydraulic torque converter.
  • This starting device 5 is used only during the start-up phase.
  • the driven pulley B of the second drive link L2 is integral with an intermediate shaft 2 which is axially aligned with the output shaft S.
  • the belt 15 wound on the two pulleys A and B is preferably metallic and of cross section trapezoidal.
  • Each pulley A and B has two cheeks 9 with variable spacing and, for this purpose, a hydraulic piston (not shown) adjusts the tightening of the belt 15 on the pulleys A and B, and also performs the servo by adjusting the spacing of the pulleys A and B, which gives the reduction ratio.
  • the planetary gear train T comprises a sun gear 22, planet gears 24 which engage the sun gear 22 on the one hand and a crown 26 on the other hand, and a planet carrier 28.
  • the planet carrier 28 is integral in rotation with the driven pinion 14 of the chain 10
  • the crown 26 is integral in rotation with the output shaft S
  • the sun gear 22 is mounted on an intermediate shaft 2 which is integral in rotation with the driven pulley B.
  • the ring gear 26 of the planetary gear T is linked in rotation to the intermediate shaft 2 by a clutch E2.
  • An IF brake is provided to immobilize the planet carrier 28 which is linked in rotation with the output shaft S of the transmission system.
  • This IF brake is advantageously constituted by a tightening band attached around the planet carrier 28.
  • a hydraulic pump P is interposed between the output shaft 1 of the motor M and the starting device 5. This pump P is driven by the motor M and it is intended to supply, among other things, the control pistons of the pulleys A and B, as well as the brake FI and the clutches El and E2.
  • the output shaft S of the transmission system is connected by complementary gears 30 to a differential D for driving the driving wheels of the vehicle which, in this case, are the front wheels.
  • the elements of the transmission system are positioned as follows: - on the input shaft E and starting from the motor M, there are successively: the pinion driving 12 of the chain 10, the clutch El and the driving pulley A,
  • the planetary gear train T is interposed between the intermediate shaft 2 which carries the driven pulley B and
  • the output shaft S which carries the driven pinion 14, and
  • the transmission system operates according to two operating modes in which the planetary gear T works either in direct drive or in overdrive.
  • the direct drive operating mode of the planetary gear T corresponds to the highest gear ratios which are globally the equivalent of the first and second of a manual gearbox, the starting device 5 being engaged.
  • the clutch El is open, that is to say that the driving pinion 12 of the chain 10 is not linked in rotation with the input shaft E, and
  • the clutch E2 is closed or operational, that is to say that the crown 26 of the planetary gear T is integral in rotation with the intermediate shaft 2 and the driven pulley B.
  • the power of the motor M is transmitted by a single channel constituted by the second drive link L2, that is to say by the metal belt 15 wound on the two pulleys A and B, since the crown 26 of the planetary gear T is then both integral in rotation with the driven pulley B and one output shaft S of the transmission system.
  • the primary shaft 1 rotating at a speed of rotation of 1000 revolutions the driving pulley A integral in rotation with this input shaft E also rotates at a rotation speed of 1000 revolutions and, considering a reduction ratio of 2 between the two pulleys A and B, the driven pulley B has a rotation speed of 500 revolutions.
  • the driver accelerates the diameter of the pulleys A and B will be modified, and the driven pulley B will then be able to rotate up to a speed of rotation of 2000 revolutions corresponding to its minimum diameter, while the driving pulley will always rotate at the same rotation speed of 1000 revolutions but with a maximum diameter.
  • a ratio of 2 is thus used, not 2.5 as in the case of conventional transmissions, which has the advantage of increasing the torque transmission capacity.
  • the speed of rotation of the crown 26 is thus directly transmitted to the output shaft S and this rotation is transmitted to the vehicle wheels by the complementary gears 30 and the differential D.
  • the pinion 14 of the chain 10 rotates at a speed of rotation of 2000 turns, like the driven pulley B, and drives the pinion 12 in rotation.
  • the pinion driving 12 of chain 10 will be animated a speed of rotation synchronous with that of the input shaft E, that is to say 1000 revolutions.
  • the transmission system can switch to the second operating mode or overdrive mode with:
  • Switching to the second operating mode is carried out without variation in speed of the motor or of any other element and therefore without jerks.
  • the transmission system works by dividing power between two parallel tracks, namely: the metal belt 15 and the chain 10. The system then gives the low gear ratios which correspond to the third and the fourth of a four-speed gearbox.
  • This mode of overdrive promotes efficiency, since the belt 15 works with low torques and speeds, that is to say, it transmits only about 10% of the engine power on the ratio highest overdrive. In other words, the inherent efficiency of the belt 15 is applied to a small part of the power of the engine M.
  • the planetary gear T is used as a differential working in subtraction. Indeed, the speed of the crown 26 of the planetary gear T is linked unlike the speeds between the inputs corresponding respectively to the speed of the planet carrier 28 and of the sun gear 22.
  • the driven pulley B rotates two times slower than the driving pulley A, instead of 2.5 times faster for a conventional transmission, a speed comparatively 5 times slower.
  • the resulting centrifugal forces applied to the driven pulley B are 25 times weaker and become negligible.
  • the starting device 5 When the transmission system is in neutral, the starting device 5 is disengaged.
  • the two clutches El and E2, and the brake FI are open, which allows the transmission to rotate freely with the possibility of towing the vehicle for example.
  • the planetary gear T of the intermediate shaft 2 has a dual function. In addition to operating in overdrive mode, it is used for reversing the direction of rotation of the output shaft S of the transmission system. For this, the two clutches El and E2 are open and the brake FI is applied. As a result, the planet carrier 28 is immobilized. The ring gear 26 of the planetary gear T then rotates in the opposite direction relative to the sun gear 22, which makes it possible to perform reverse gear by reversing the direction of rotation of the output shaft S of the transmission system. To obtain the correct reverse gear reduction, the belt reduction 15 can be adjusted.
  • the second embodiment as illustrated in FIG. 2 is a variant of that of FIG. 1 but applies to a propelled vehicle, that is to say with rear-wheel drive.
  • the transmission system according to this second embodiment broadly incorporates the elements of the previous transmission system but with a different arrangement for certain elements.
  • the output shaft 1 of the motor is offset with respect to the input shaft E of the transmission system and is coupled to the latter by a complementary gear 35,
  • the output shaft S of the transmission system is substantially axially aligned with the output shaft 1 of the motor M and is coupled to an intermediate shaft 3 by a complementary gear 40,
  • the intermediate shaft 3 is integral in rotation with the crown 26 of the planetary gear train T and is axially aligned with the intermediate shaft 2 which is coupled in rotation with the sun pinion 22 and the driven pulley B, while the planet carrier 28 is always integral in rotation with the driven pinion 14 of the chain 10, the driven pinion 14 being coaxial with the intermediate shaft 3, and - the clutch El is mounted on the side of the driven pinion 14 of the chain 10 and no longer on the side of the driving pinion 12, that is to say that the clutch El is mounted between the driven pinion 14 and the planet carrier 28.
  • the clutch El In direct engagement, the clutch El is open, that is to say that the driven pinion 14 of the chain 10 is not linked in rotation with the intermediate shaft 3 and the output shaft S, whereas the clutch E2 is closed so that the crown 26 of the planetary gear T is integral in rotation with the intermediate shaft 2 and with the driven pulley B.
  • the power of the motor M is transmitted by a single channel, that is to say say by the metal belt 15, since the crown 26 is both integral in rotation with the driven pulley B and with the intermediate shaft 3 itself coupled in rotation to the output shaft S by the gear 40 .
  • the clutch El When the transmission system switches to overdrive mode, the clutch El is closed, that is to say that the driven pinion 14 of the chain 10 is rotatably coupled with the intermediate shaft 3, the speeds of the two parts of the clutch El being already synchronized when the latter is closed, then the clutch E2 is open, that is to say that the driven pulley B is no longer integral in rotation with the crown 26 of the planetary gear T.
  • the transmission system works by dividing power between two parallel tracks, namely: the metal belt 15 and the chain 10, the planetary gear T being used as a differential working in subtraction , that is to say that the speed of the crown 26 is linked to the difference in speeds between the inputs corresponding respectively to the speed of the planet carrier 28 and of the sun gear 22.
  • FIG. 3 A third embodiment is illustrated in FIG. 3 and it corresponds to a variant of that illustrated in FIG. 1. The differences between these two embodiments relate in particular to the structure of the first drive link Ll, the position of the driven pulley B of the second drive link L2 and the position of the brake FI.
  • the first drive link L1 is no longer formed by a chain but by a gear train with two pinions driving 12 and driven 14.
  • the driven pulley B of the second drive link L2 is now carried by an intermediate shaft 2 which is rotatably coupled to the intermediate shaft 6 carrying the sun gear 22 and axially aligned with the output shaft S.
  • This coupling is obtained by a speed reducer 50 which is constituted by a gear train comprising at least two pinions 52 and 54 which are respectively carried by the intermediate shafts 2 and 6.
  • the brake FI no longer acts on the planet carrier 28 of the planetary gear T but on the driving pinion 12 of the first drive link Ll while having the same effects on the planet carrier 28.
  • the elements of the transmission system are positioned as follows:
  • the intermediate shaft 6 is integral with the sun pinion 22 of the planetary gear T and the driven pinion 14 of the first drive link L1 is integral in rotation with the planet carrier 28 of the planetary train T.
  • this third embodiment makes it possible to obtain an improvement in the yield when the system works in the second operating mode or overdrive mode.
  • this third embodiment is more particularly suitable for a vehicle with front-wheel drive.
  • FIG. 4 A fourth embodiment is illustrated in FIG. 4 and it corresponds to a variant of that illustrated in FIG. 2. The differences between these two embodiments relate in particular to the structure of the first drive link L1.
  • the first drive link L1 is no longer constituted by a chain but by a gear train with two pinions driving 12 and driven 14, as in the case of the previous embodiment.
  • the driving pinion 12 is fixed to the input shaft E of the transmission and the driven pinion 14 is fixed to the planet carrier 28.
  • a complementary gear 55 ensures the coupling between the driving pinion 12 and the shaft 4 which carries the driving pulley A.
  • the clutch El which is used to couple the first drive link Ll and the input shaft E is mounted between the driven pinion 14 and the planet carrier 28.
  • the transmission system operates in a manner similar to that of the second embodiment illustrated in Figure 2 and previously described.
  • the absence of a chain in the first drive link of this fourth embodiment makes it possible to obtain better efficiency when the system is working on the second operating mode or overdrive mode.
  • FIG. 5 A fifth embodiment is illustrated in Figure 5 where it is envisaged yet another structure for the first drive link L1 which does not include a chain or a gear train with two pinions driving and driven.
  • the first drive link Ll is here constituted by an extension of the input shaft E of the transmission which on the one hand, is axially aligned with the output shaft S and the output shaft 1 of the motor M and, on the other hand, can be coupled to the planet carrier 28 of the gear train T by the clutch El.
  • the input shaft E is connected by a complementary gear 35 to an intermediate shaft 4 which carries the driving pulley A of the second drive link L2.
  • the driven pulley B is integral with an intermediate shaft 2 which is integral with the sun pinion 22 of the gear train T by an additional pinion 56, while the crown 26 is integral in rotation with the output shaft S.
  • L ' clutch E2 makes it possible to secure the sun gear 22 with the planet carrier 28.
  • the mode of operation of this fifth embodiment corresponds to those which have been described previously with reference to FIGS. 2 and 4, that is to say that this fifth embodiment is particularly suitable for being used in the case of a rear wheel drive vehicle.
  • this embodiment has the advantage of obtaining maximum efficiency in the second operating mode or overdrive mode, because the input shaft E is directly coupled to the planet carrier 28 of the gear train T.
  • FIG. 6 A sixth embodiment is illustrated in FIG. 6 and it corresponds to a variant of that illustrated in FIG. 5.
  • the differences between these two embodiments relate in particular to the fact that, in contrast to all the other embodiments , the ring gear 26 of the planetary gear T is integral in rotation with the driven pulley B of the second transmission link L2 and the sun gear 22 is integral in rotation with the output shaft S.
  • the first drive link L1 is constituted by an extension of the input shaft E which on the one hand is axially aligned with the output shaft S and the output shaft 1 of the motor M and, on the other hand, can be coupled to the planet carrier 28 of the gear train T by the clutch El.
  • the driving pulleys A and driven B - of the second drive link L2 are respectively integral in rotation with two intermediate shafts 4 and 2, as in the case of the embodiment of FIG. 5.
  • a seventh embodiment is illustrated in FIG. 7 and it corresponds to a variant of that illustrated in FIG. 5. It is presented with a torque converter as a starting device 5.
  • the input shaft E of the transmission system is axially aligned with the output shaft if of the torque converter, and can be coupled with the intermediate shaft 2, which carries the driven pulley B, by a complementary gear 60 and a clutch device E4 such as a wheel free.
  • a complementary clutch E3 is added between the input shaft E and the driving pulley A.
  • the torque converter which forms the starting device 5 will give two stages of operation, the first for starting alone and the second for normal operation in direct drive or overdrive, the torque converter being shunted. by the direct drive clutch included in the torque converter.
  • the clutches E1 and E3 are open, the clutch E2 is closed and the free wheel E4 is engaged, the starting torque is then directly applied to the output shaft S without passing through the shaft 4.
  • the large starting torque supplied by the torque converter is therefore not transmitted by the belt 15 of the continuous variation.
  • the reduction ratio of the complementary gear 60 is calculated so that it drives the shaft 2 at a speed substantially equal to that given by the second drive link L2 when the latter has its highest reduction ratio. In this way, to switch from start mode to direct drive operation, the clutches of the torque converter and E3 must be closed. The speeds of rotation of the various parts of these clutches being already synchronized, this rocking is done smoothly without jolts.
  • the clutch E1 In operation in direct drive mode, the clutch E1 is open to decouple the first drive link L1 and the clutch E2 is closed.
  • the reduction in the gear ratio of the second link L2 will increase the speed of rotation of the shaft 2, the freewheel E4 is therefore automatically disengaged from the complementary gear 60 to decouple the starting device 5 from the intermediate shaft 2 .
  • This embodiment makes it possible to use motorizations supplying a much higher torque with the same belt variator.
  • the management of the transmission system according to any one of the preceding embodiments can be done by an electronic control (not shown) and which has the following functions:

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)

Abstract

Système de transmission à variation continue pour un moteur, comprenant entre un arbre d'entrée (E) et un arbre de sortie (S): un train d'engrenage planétaire (T) et deux liaisons d'entraînement (L1, L2) respectivement à rapport de vitesse constante et à variation de vitesse continue. Le porte-satellites (28) du train d'engrenage (T) est lié en rotation avec la première liaison d'entraînement (L1), sa couronne (26) est solidaire en rotation de l'arbre (S) et son pignon solaire (22) est solidaire en rotation de la seconde liaison d'entraînement (L2). La seconde liaison peut être liée en rotation à l'arbre (S) par un embrayage (E2), alors que la première liaison peut être rendue inopérante par un embrayage (E1).

Description

SYSTEME DE TRANSMISSION A VARIATION CONTINUE A HAUT RENDEMENT POUR UN MOTEUR, EN PARTICULIER DE VEHICULE AUTOMOBILE
La présente invention concerne un système de transmission à variation continue à haut rendement pour un moteur de véhicule automobile.
D'une manière générale, un moteur à combustion interne qui équipe un véhicule automobile est- destiné à fournir un couple, c'est-à-dire une certaine force d'entraînement en rotation de l'arbre de sortie du moteur. Ce couple est fonction de la charge du moteur, charge qui est commandée à partir de la pédale des gaz, et le produit du couple multiplié par la vitesse de rotation du moteur donne la puissance fournie. Ce couple et cette vitesse de rotation doivent être transformés pour être transmis aux roues motrices du véhicule, en s' adaptant aux souhaits du conducteur et aux conditions de la route. Pour cela, deux organes sont nécessaires, à savoir : un embrayage et un changement du rapport de démultiplication de la vitesse.
D'une manière générale, le rapport de démultiplication va permettre d'obtenir des vitesses d'accélération du véhicule plus élevées ou des vitesses de rotation du moteur plus lentes dans le cas d'une conduite économique. Il y a donc nécessité de disposer d'un système qui puisse fournir différents rapports de démultiplication entre la vitesse de rotation du moteur et celle des roues du véhicule, c'est la fonction de la boîte de vitesses. La boîte de vitesses peut être à commande manuelle ou entièrement automatique mais avec, dans les deux cas, un nombre de rapports limité.
La transmission automatique arrive aujourd'hui à maturité, notamment avec une gestion électronique, mais le rendement des meilleures réalisations atteint une valeur de l'ordre de 90 %, soit environ 6 % de moins que celui d'une boîte à commande manuelle. Cependant, peu de progrès restent encore réalisables dans le domaine des transmissions automatiques, ces progrès étant toujours limités par le choix restreint du nombre de rapports. Cette limitation implique la recherche constante d'un compromis entre les courbes caractéristiques du moteur et la sélection d'un rapport parmi les trois, quatre ou cinq disponibles. En outre, une transmission automatique à cinq rapports possède un encombrement en longueur qui est incompatible avec les véhicules équipés d'un moteur transversal, si bien que l'on est concrètement obligé de limiter le nombre de rapports à quatre avec une telle disposition.
Par contre, une autre alternative est d'utiliser un système de variation du rapport des vitesses qui ne soit pas limité à quelques valeurs bien définies mais qui procure une infinité de rapports, c'est la transmission dite à variation continue dans laquelle il n'y a plus un passage entre deux valeurs de démultiplication distinctes mais une variation progressive pour aller d'une valeur à une autre en passant par toutes les valeurs intermédiaires.
Pratiquement, la seule réalisation de ce type de transmission à variation continue qui connaît un développement industriel est le système de la courroie à section trapézoïdale enroulée sur deux poulies menante et menée à écartement variable de leurs joues. Lorsque les joues sont écartées, la courroie est sur un petit rayon et elle est entraînée à faible vitesse. En rapprochant les joues au moyen d'un système de commande, la courroie monte progressivement sur un grand rayon et la démultiplication diminue.
Un système de transmission à variation continue permet de choisir à chaque instant la meilleure valeur pour le régime du moteur, ce qui entraîne un meilleur rendement de l'ensemble moto-propulseur, avec deux principaux avantages : - une réduction de la pollution par suite d'une diminution de la quantité de carburant consommé, d'une optimisation des réglages du moteur pour certains régimes et d'un abaissement du régime moteur aux vitesses élevées, et
- des performances améliorées par l'obtention d'un couple plus élevé sur les roues motrices qui donnera la meilleure accélération ou la vitesse la plus élevée.
Sur les réalisations existantes, la chaîne cinématique est la suivante. Une première poulie est liée en rotation à l'arbre moteur, une deuxième poulie est liée aux roues motrices et la courroie montée entre ces deux poulies transmet la totalité de la puissance du moteur. Cependant, ce type de transmission à variation continue présente notamment plusieurs inconvénients.
Un premier inconvénient réside dans un médiocre rendement, surtout aux grandes vitesses, car la courroie métallique reçoit et transmet la totalité de la puissance du moteur, son rendement propre s'applique donc sur toute la puissance du moteur, d'où des pertes importantes. D'autre part, pour les rapports de démultiplication faibles, la courroie se trouve sur le grand rayon de la poulie menante et la force centrifuge appliquée sur la courroie devient très importante à grande vitesse. Pour compenser cette force centrifuge et garder une capacité de transmission du couple, il faut augmenter la pression de serrage, ce qui n'améliore pas le rendement. Les contraintes sur la courroie dans ce cas sont très importantes, ce qui réduit sa durée de vie.
Un second inconvénient réside dans le fait que, sur le rapport le plus court, le couple appliqué sur la poulie menée est multiplié par le rapport de démultiplication de la courroie qui est de l'ordre de 2,5, ce qui nécessite une pression de serrage importante et ne facilite pas l'adaptation sur des véhicules plus puissants avec des couples élevés.
Par ailleurs, le couple et la, puissance transmis par la courroie entraînent une limitation de la durée de vie du variateur à courroie. Un équilibre est donc à établir entre l'augmentation de la capacité du couple et la durée de vie de la transmission.
Il est cependant connu des systèmes de transmission à variation continue qui essayent notamment de pallier les inconvénients précités, comme ceux décrits dans les documents EP-A-0 423 932 et EP-A-0 232 979.
Selon ces documents, le système de transmission à variation continue comprend un arbre d'entrée accouplé à l'arbre de sortie du moteur, un arbre de sortie accouplé à un différentiel d'entraînement des roues motrices du véhicule et, intercalé entre les deux arbres d'entrée et de sortie :
- un train d'engrenage planétaire,
- une première liaison d'entraînement à rapport de vitesse constante et qui est constituée d'une chaîne enroulée sur un pignon menant et sur un pignon mené, et
- une seconde liaison d'entraînement à variation de vitesse continue et qui est constituée d'une courroie enroulée sur une poulie menante solidaire en rotation de l'arbre d'entrée et sur une poulie menée solidaire en rotation d'un arbre intermédiaire.
Un tel principe de transmission travaille suivant deux modes de fonctionnement, un premier mode de fonctionnement qui donne les rapports de démultiplication les plus élevés et un second mode de fonctionnement qui donne les rapports de multiplication les plus élevés.
Selon le premier mode de fonctionnement, la transmission de la puissance s'effectue suivant deux voies parallèles, à savoir le variateur à courroie et la liaison à rapport de vitesses constant constituée par la chaîne. Ces deux voies sont liées ensuite grâce au train planétaire de manière à ce que la vitesse en sortie de la transmission soit liée à la différence entre les deux vitesses données par ces deux liaisons. Lorsque le variateur de vitesse à courroie est sur sa démultiplication la plus grande, la transmission peut passer sur le second mode de fonctionnement. A cet effet, selon le document EP-A-0 232 979, les différents éléments du train planétaire tournent à la même vitesse pour préparer le basculement dans le second mode de fonctionnement. La liaison à rapport de vitesse constant entraînant le porte-satellites du train planétaire et la liaison à rapport de vitesse variable entraînant le pignon solaire, il faut donc donner à la liaison à rapport de vitesse constant le même rapport que le rapport de démultiplication le plus élevé de la liaison à rapport de vitesse variable. Dans ce cas, la couronne du train planétaire tournera aussi à la même vitesse que les autres éléments du train planétaire. Pour réaliser cette bascule dans le second mode, on utilise un embrayage qui solidarise en rotation les différents éléments du train planétaire. La liaison à rapport de vitesse constant est inopérante, et la transmission de puissance se fait uniquement par le variateur à vitesse variable, c'est-à- dire la courroie qui reçoit la totalité du couple moteur. Pour obtenir les vitesses les plus élevées, il faut donc que la courroie travaille en surmultiplication pour donner à la poulie secondaire les vitesses les plus grandes .
Un tel système de transmission permet d'obtenir des valeurs de démultiplication très élevées qui peuvent aller jusqu'à l'obtention d'un point mort et d'une marche arrière mais, pour des rapports de démultiplication élevés, le couple transmis par les deux liaisons d'entraînement devient très élevé. Ce système de transmission présente également
1 ' inconvénient de ne pas résoudre le problème du rendement aux vitesses élevées. Dans ce cas et comme pour une transmission classique, la courroie se trouve sur le grand rayon de la poulie motrice et la poulie réceptrice tourne à très grande vitesse, la courroie transmettant la totalité de la puissance du moteur. Les problèmes de durée de vie de la courroie se trouvent posés de la même manière.
Enfin, dans le cas d'un véhicule à roues avant motrices avec le moteur disposé transversalement, ce système de transmission présente un inconvénient majeur. En effet, la longueur hors-tout du système doit respecter une contrainte impérative de longueur, cette longueur est généralement comprise entre 320 et 400 mm. Concrètement, un tel système de transmission ne permet pas de respecter cette contrainte, si bien que l'industrialisation de ce système est difficilement envisageable.
Le but de l'invention est de concevoir un système de transmission à variation continue à haut rendement qui soit notamment capable de transmettre un couple élevé sans induire des contraintes excessives dans les différentes liaisons d'entraînement, d'avoir un très bon rendement surtout sur les rapports de surmultiplication les plus élevés et avec des vitesses élevées de rotation du moteur, et de respecter la contrainte de longueur précitée imposée par les constructeurs, tout en procurant d'autres avantages.
A cet effet, l'invention propose un système de transmission à variation continue à haut rendement pour un moteur, en particulier de véhicule automobile, ce système de transmission comprenant un arbre d'entrée accouplé à l'arbre de sortie du moteur, un arbre de sortie accouplé au système d'entraînement du véhicule et, intercalé entre les deux arbres d'entrée et de sortie : une première liaison d'entraînement à rapport de vitesse constant, solidaire en rotation avec l'arbre d'entrée et qui peut être rendue inopérante au moyen d'un premier embrayage, une deuxième liaison d'entraînement à variation de vitesse continue et qui est constituée d'une courroie enroulée sur une poulie menante portée par un premier arbre, et solidaire en rotation de l'arbre d'entrée et sur une poulie menée portée par un arbre intermédiaire et qui peut être liée en rotation à l'arbre de sortie par un second embrayage, et - un train d'engrenage planétaire dont le porte-satellites est lié en rotation avec la première liaison d'entraînement, alors que la couronne est solidaire en rotation de l'arbre de sortie et le pignon solaire solidaire en rotation de la poulie menée, ou inversement, caractérisé en ce que, dans un premier mode de fonctionnement correspondant à des rapports de démultiplication les plus élevés, le premier embrayage est ouvert pour rendre inopérante la première liaison d'entraînement et le second embrayage est fermé pour rendre solidaire en rotation la poulie menée et l'arbre de sortie, de sorte que la puissance du moteur est transmise par une voie unique constituée par la seconde liaison d'entraînement, et en ce que, dans un second mode de fonctionnement correspondant à des rapports de surmultiplication les plus élevés, le premier embrayage est fermé pour rendre opérante la première liaison d'entraînement, le second embrayage est ouvert pour désolidariser en rotation la poulie menée de l'arbre de sortie,de sorte que la puissance du moteur est transmise par deux voies parallèles constituées par les deux liaisons d'entraînement, le rapport de démultiplication de la première liaison d'entraînement étant sensiblement égal au rapport de multiplication le plus élevé de la seconde liaison d'entraînement. Ainsi, suivant le système selon l' invention.on inverse l'utilisation des deux modes de fonctionnement des systèmes de transmission évoqués précédemment.
Selon une autre caractéristique de l'invention, la première liaison d'entraînement à rapport de vitesse constant peut être constituée par une chaîne, un train d'engrenages à deux pignons ou une liaison directe entre l'arbre d'entrée et l'arbre du porte- satellites du train planétaire. D'une manière générale, le système de transmission à variation continue à haut rendement selon l'invention présente de nombreux avantages, parmi lesquels :
- une augmentation du couple transmissible, - une augmentation de la vitesse de rotation maximum admissible, une amélioration du rendement de la transmission, notamment dans les rapports de surmultiplication les plus élevés, - un accroissement de la durée de vie, et
- une amélioration au niveau des bruits et vibrations.
En outre, le nombre des éléments constitutifs du système de transmission selon l'invention n'est pas globalement augmenté par rapport à celui des solutions classiques, et on fait appel à des éléments connus similaires à ceux qui sont montés sur les boîtes automatiques.
D'autres avantages, caractéristiques et détails ressortiront de la description explicative qui va suivre, faite en référence aux dessins annexés, donnés uniquement à titre d'exemple et dans lesquels : les figures 1 et 3 sont des vues schématiques d'un système de transmission à variation continue à haut rendement pour un véhicule à roues avant motrices, les figures 2, 4 à 7 sont des vues schématiques d'un système de transmission selon l'invention mais pour un véhicule à roues arrière motrices. Le système de transmission à variation continue à haut rendement selon le premier mode de réalisation illustré à la figure 1, comprend un arbre d'entrée E accouplé en rotation à l'arbre de sortie 1 d'un ensemble de motorisation dénommé ci-après moteur M, un arbre de sortie S et, intercalé entre les deux arbres d'entrée E et de sortie S :
- un train d'engrenage planétaire T,
- une première liaison d'entraînement Ll à rapport de vitesse constante et qui est constituée d'une chaîne silencieuse 10 enroulée sur un pignon menant 12 coaxial à l'arbre d'entrée E et solidaire en rotation de celui-ci par un embrayage El, et sur un pignon mené 14 coaxial à l'arbre de sortie S et solidaire d'un élément du train d'engrenage planétaire T qui sera défini plus loin, et - une deuxième liaison d'entraînement L2 à variation de vitesse continue et qui est constituée d'une courroie 15 enroulée sur une poulie menante A solidaire en rotation de l'arbre d'entrée E et une poulie menée B.
L'arbre de sortie 1 du moteur M est axialement aligné avec l'arbre d'entrée E avec interposition d'un dispositif de démarrage 5 débrayable et semblable à ceux utilisés dans les transmissions classiques, à savoir par exemple : un embrayage électromagnétique à poudre, un embrayage à disques ou un convertisseur de couple hydraulique. Ce dispositif de démarrage 5 n'est utilisé que pendant la phase de mise en route.
La poulie menée B de la seconde liaison d'entraînement L2 est solidaire d'un arbre intermédiaire 2 qui est axialement aligné avec l'arbre de sortie S. La courroie 15 enroulée sur les deux poulies A et B est de préférence métallique et à section trapézoïdale. Chaque poulie A et B comporte deux joues 9 à écartement variable et, à cet effet, un piston hydraulique (non représenté) règle le serrage de la courroie 15 sur les poulies A et B, et réalise aussi l'asservissement en réglant l' écartement des poulies A et B, ce qui donne le rapport de réduction.
D'une manière générale, le train d'engrenage planétaire T comprend un pignon solaire 22, des pignons satellites 24 qui engrènent le pignon solaire 22 d'une part et une couronne 26 d'autre part, et un porte- satellites 28. Le porte-satellites 28 est solidaire en rotation du pignon mené 14 de la chaîne 10, la couronne 26 est solidaire en rotation de l'arbre de sortie S, et le pignon solaire 22 est monté sur un arbre intermédiaire 2 qui est solidaire en rotation de la poulie menée B.
La couronne 26 du train planétaire T est liée en rotation à 1 ' arbre intermédiaire 2 par un embrayage E2.
Un frein FI est prévu pour immobiliser le porte-satellites 28 qui est lié en rotation avec l'arbre de sortie S du système de transmission. Ce frein FI est avantageusement constitué par une bande de serrage rapportée autour du porte-satellites 28.
Une pompe hydraulique P est intercalée entre 1 ' arbre de sortie 1 du moteur M et le dispositif de démarrage 5. Cette pompe P est entraînée par le moteur M et elle est destinée à alimenter, entre autres, les pistons de commande des poulies A et B, ainsi que le frein FI et les embrayages El et E2. L'arbre de sortie S du système de transmission est relié par des engrenages complémentaires 30 à un différentiel D d'entraînement des roues motrices du véhicule qui, dans ce cas, sont les roues avant.
Dans ce premier mode de réalisation, les éléments du système de transmission sont positionnés de la façon suivante : - sur l'arbre d'entrée E et en partant du moteur M, on trouve successivement : le pignon menant 12 de la chaîne 10, l'embrayage El et la poulie menante A,
- le train d'engrenage planétaire T est intercalé entre l'arbre intermédiaire 2 qui porte la poulie menée B et
1'arbre de sortie S qui porte le pignon mené 14, et
- sur les arbres 2 et S, on trouve successivement en partant du côté opposé au moteur M : la poulie menée B, le train d'engrenage planétaire T, l'embrayage E2, le pignon mené 14 et les engrenages complémentaires 30.
Il va être maintenant décrit le fonctionnement du système de transmission à variation continue illustré à la figure 1.
Supposons au départ que l'arbre de sortie 1 du moteur M et l'arbre d'entrée E du système de transmission tournent à une vitesse de rotation de 1000 tours, par exemple.
Le système de transmission fonctionne suivant deux modes de fonctionnement dans lesquels le train planétaire T travaille soit en prise directe, soit en surmultiplication.
Le mode de fonctionnement en prise directe du train planétaire T correspond à des rapports de démultiplication les plus élevés qui sont globalement les équivalents de la première et de la deuxième d'une boîte de vitesses manuelle, le dispositif de démarrage 5 étant embrayé.
A cet effet :
- l'embrayage El est ouvert, c'est-à-dire que le pignon menant 12 de la chaîne 10 n'est pas lié en rotation avec l'arbre d'entrée E, et
- l'embrayage E2 est fermé ou opérationnel, c'est-à-dire que la couronne 26 du train planétaire T est solidaire en rotation de l'arbre intermédiaire 2 et de la poulie menée B. Dans ces conditions, la puissance du moteur M est transmise par une voie unique constituée par la seconde liaison d'entraînement L2, c'est-à-dire par la courroie métallique 15 enroulée sur les deux poulies A et B, étant donné que la couronne 26 du train planétaire T est alors à la fois solidaire en rotation de la poulie menée B et de 1 ' arbre de sortie S du système de transmission.
Concrètement, l'arbre primaire 1 tournant à une vitesse de rotation de 1000 tours, la poulie menante A solidaire en rotation de cet arbre d'entrée E tourne également à une vitesse de rotation de 1000 tours et, en considérant un rapport de réduction de 2 entre les deux poulies A et B, la poulie menée B a une vitesse de rotation de 500 tours. Ainsi, si le conducteur accélère, le diamètre des poulies A et B va être modifié, et la poulie menée B pourra alors tourner jusqu'à une vitesse de rotation de 2000 tours correspondant à son diamètre minimum, alors que la poulie menante tournera toujours à la même vitesse de rotation de 1000 tours mais avec un diamètre maximum. On utilise ainsi un rapport de 2 et non de 2,5 comme dans le cas des transmissions classiques, ce qui a pour avantage d'augmenter la capacité de transmission du couple. La vitesse de rotation de la couronne 26 est ainsi directement transmise à l'arbre de sortie S et cette rotation est transmise aux roues du véhicule par les engrenages complémentaires 30 et le différentiel D. Le pignon 14 de la chaîne 10 tourne à une vitesse de rotation de 2000 tours, comme la poulie menée B, et entraîne en rotation le pignon 12. En choisissant un rapport de démultiplication pour la chaîne 10 qui est égal au rapport de démultiplication le plus faible de la courroie 15, c'est-à-dire dans notre exemple un rapport de 0,5, le pignon menant 12 de la chaîne 10 va être animé d'une vitesse de rotation synchrone avec celle de l'arbre d'entrée E, c'est-à-dire 1000 tours.
Dans ces conditions, le système de transmission peut basculer sur le deuxième mode de fonctionnement ou mode en surmultiplication avec :
- l'embrayage El fermé, c'est-à-dire que le pignon menant 12 de la chaîne 10 est accouplé en rotation avec l'arbre d'entrée E qui tourne à 1000 tours, si bien que le pignon mené 14 de la chaîne 10 va tourner à 2000 tours, les vitesses des deux parties de l'embrayage El étant déjà synchronisées lors de la fermeture de celui- ci, puis
- l'embrayage E2 ouvert, c'est-à-dire que la poulie menée B n'est plus solidaire en rotation de la couronne 26 du train planétaire T.
Le basculement sur le second mode de fonctionnement s'effectue sans variation de vitesse du moteur ni d'aucun autre élément et donc sans à-coups.
Dans le mode de fonctionnement en sur- multiplication, le système de transmission travaille en division de puissance entre deux voies parallèles, à savoir : la courroie métallique 15 et la chaîne 10. Le système donne alors les rapports de démultiplication faibles qui correspondent à la troisième et à la quatrième d'une boîte de vitesses à quatre rapports.
Ce mode de fonctionnement en surmultiplication favorise le rendement, étant donné que la courroie 15 travaille avec des couples et des vitesses faibles, c'est-à-dire qu'elle ne transmet plus que 10 % environ de la puissance du moteur sur le rapport de surmultiplication le plus élevé. Autrement dit, le rendement propre de la courroie 15 s'applique sur une petite partie de la puissance du moteur M.
Le train planétaire T est utilisé comme un différentiel travaillant en soustraction. En effet, la vitesse de la couronne 26 du train planétaire T est liée à la différence des vitesses entre les entrées correspondant respectivement à la vitesse du porte- satellites 28 et du pignon solaire 22.
Pour réduire le rapport de démultiplication de la transmission, donc accélérer la vitesse de rotation de la couronne 26 du train planétaire T, il faut baisser la vitesse de rotation du pignon solaire 22. Le rapport de démultiplication le plus faible est obtenu avec la plus petite vitesse du pignon solaire 22, c'est-à-dire avec la démultiplication de la courroie 15 la plus grande. Sur ce rapport, la poulie menée B tourne deux fois moins vite que la poulie menante A, au lieu de 2,5 fois plus vite pour une transmission classique, soit une vitesse comparativement 5 fois moins grande. Les forces centrifuges qui en découlent et appliquées sur la poulie menée B sont 25 fois plus faibles et deviennent négligeables.
Lorsque le système de transmission est au point mort, le dispositif de démarrage 5 est débrayé. En outre, les deux embrayages El et E2, et le frein FI sont ouverts, ce qui permet à la transmission de tourner librement avec possibilité d'un remorquage du véhicule par exemple.
D'une manière générale, le train planétaire T de l'arbre intermédiaire 2 a une double fonction. En plus du fonctionnement en mode surmultiplication, il est utilisé pour l'inversion du sens de rotation de l'arbre de sortie S du système de transmission. Pour cela, les deux embrayages El et E2 sont ouverts et le frein FI est serré. Il en résulte que le porte-satellites 28 est immobilisé. La couronne 26 du train planétaire T tourne alors en sens inverse par rapport au pignon solaire 22, ce qui permet de réaliser la marche arrière en inversant le sens de rotation de l'arbre de sortie S du système de transmission. Pour obtenir la bonne démultiplication de marche arrière, on peut ajuster la démultiplication de la courroie 15.
Le second mode de réalisation tel qu'illustré à la figure 2 est une variante de celui de la figure 1 mais s'applique à un véhicule propulsé, c'est-à-dire à roues arrière motrices. Le système de transmission selon ce second mode de réalisation reprend globalement les éléments du précédent système de transmission mais avec une disposition différente pour certains éléments .
En particulier :
- 1 ' arbre de sortie 1 du moteur est décalée par rapport à l'arbre d'entrée E du système de transmission et est accouplé à celui-ci par un engrenage complémentaire 35,
- les positions de la poulie menante A et du pignon menant 12 de la chaîne 10 sont inversées,
- 1 'arbre de sortie S du système de transmission est sensiblement axialement aligné avec 1 ' arbre de sortie 1 du moteur M et est accouplé à un arbre intermédiaire 3 par un engrenage complémentaire 40,
- l'arbre intermédiaire 3 est solidaire- en rotation de la couronne 26 du train d'engrenage planétaire T et est axialement aligné avec l'arbre intermédiaire 2 qui est accouplé en rotation avec le pignon solaire 22 et la poulie menée B, alors que le porte-satellites 28 est toujours solidaire en rotation du pignon mené 14 de la chaîne 10, le pignon mené 14 étant coaxial à 1 ' arbre intermédiaire 3 , et - 1 ' embrayage El est monté du côté du pignon mené 14 de la chaîne 10 et non plus du côté du pignon menant 12, c'est-à-dire que l'embrayage El est monté entre le pignon mené 14 et le porte-satellites 28.
Les fonctionnements en prise directe, en surmultiplication et en marche arrière de ce second mode de réalisation sont semblables à ceux du premier mode de réalisation.
En prise directe, l'embrayage El est ouvert, c'est-à-dire que le pignon mené 14 de la chaîne 10 n'est pas lié en rotation avec 1 'arbre intermédiaire 3 et l'arbre de sortie S, alors que l'embrayage E2 est fermé pour que la couronne 26 du train planétaire T soit solidaire en rotation de l'arbre intermédiaire 2 et de la poulie menée B. La puissance du moteur M est transmise par une voie unique, c'est-à-dire par la courroie métallique 15, étant donné que la couronne 26 est à la fois solidaire en rotation de la poulie menée B et de l'arbre intermédiaire 3 lui-même accouplé en rotation à l'arbre de sortie S par l'engrenage 40.
Lorsque le système de transmission bascule sur le mode en surmultiplication, l'embrayage El est fermé, c'est-à-dire que le pignon mené 14 de la chaîne 10 est accouplé en rotation avec l'arbre intermédiaire 3, les vitesses des deux parties de l'embrayage El étant déjà synchronisées lors de la fermeture de celui-ci, puis l'embrayage E2 est ouvert, c'est-à-dire que la poulie menée B n'est plus solidaire en rotation de la couronne 26 du train planétaire T. Dans ce mode de fonctionnement en surmultiplication, le système de transmission travaille en division de puissance entre deux voies parallèles, à savoir : la courroie métallique 15 et la chaîne 10, le train planétaire T étant utilisé comme un différentiel travaillant en soustraction, c'est-à-dire que la vitesse de la couronne 26 est liée à la différence des vitesses entre les entrées correspondant respectivement à la vitesse du porte-satellites 28 et du pignon solaire 22.
Pour la marche arrière, les deux embrayages El et E2 sont ouverts et le frein FI est serré. Le porte- satellites 28 est alors immobilisé, et la couronne 26 du train planétaire T tourne en sens inverse par rapport au pignon solaire 22, c'est-à-dire que le sens de rotation de l'arbre de sortie S du système de transmission est inversé. Un troisième mode de réalisation est illustré sur la figure 3 et il correspond à une variante de celui illustré sur la figure 1. Les différences entre ces deux modes de réalisation concernent notamment la structure de la première liaison d'entraînement Ll, la position de la poulie menée B de la seconde liaison d'entraînement L2 et la position du frein FI.
La première liaison d'entraînement Ll n'est plus constituée par une chaîne mais par un train d'engrenages à deux pignons menant 12 et mené 14. La poulie menée B de la seconde liaison d'entraînement L2 est maintenant portée par un arbre intermédiaire 2 qui est accouplé en rotation à l'arbre intermédiaire 6 portant le pignon solaire 22 et axialement aligné avec l'arbre de sortie S. Cet accouplement est obtenu par un réducteur de vitesse 50 qui est constitué par un train d'engrenages comprenant au moins deux pignons 52 et 54 qui sont respectivement portés par les arbres intermédiaires 2 et 6. Le frein FI n'agit plus sur le porte-satellites 28 du train planétaire T mais sur le pignon menant 12 de la première liaison d'entraînement Ll tout en ayant les mêmes effets sur le porte-satellites 28.
Dans ce troisième mode de réalisation, les éléments du système de transmission sont positionnés de la façon suivante :
- sur l'arbre d'entrée E et en partant du moteur M, on trouve successivement : la poulie menante A, le pignon menant 12, le frein FI et l'embrayage El,
- sur les arbres intermédiaire 6 et de sortie S : le pignon mené 14, le pignon 54 du réducteur de vitesse 50, le train planétaire T, l'embrayage E2 et les engrenages complémentaires 30 assurant la liaison avec le système d'entraînement du véhicule.
Comme dans le cas du mode de réalisation de la figure 1, l'arbre intermédiaire 6 est solidaire du pignon solaire 22 du train planétaire T et le pignon mené 14 de la première liaison d'entraînement Ll est solidaire en rotation du porte-satellites 28 du train planétaire T.
D'une manière générale, le fonctionnement de ce troisième mode de réalisation est semblable à celui du premier mode de réalisation décrit précédemment en référence à la figure 1. Cependant, le fait que la première liaison d'entraînement Ll ne comporte plus de chaîne, ce troisième mode de réalisation permet d'obtenir une amélioration du rendement lorsque le système travaille dans le deuxième mode de fonctionnement ou mode en surmultiplication.
Comme dans le cas du mode de réalisation de la figure 1, ce troisième mode de réalisation est plus particulièrement adapté pour un véhicule à roues avant motrices.
Un quatrième mode de réalisation est illustré sur la figure 4 et il correspond à une variante de celui illustré sur la figure 2. Les différences entre ces deux modes de réalisation concernent notamment la structure de la première liaison d'entraînement Ll.
La première liaison d'entraînement Ll n'est plus constituée par une chaîne mais par un train d'engrenages à deux pignons menant 12 et mené 14, comme dans le cas du mode de réalisation précédent. Le pignon menant 12 est solidaire de l'arbre d'entrée E de la transmission et le pignon mené 14 est solidaire du porte- satellites 28. Un engrenage complémentaire 55 assure l'accouplement entre le pignon menant 12 et l'arbre 4 qui porte la poulie menante A. L'embrayage El qui sert à accoupler la première liaison d'entraînement Ll et l'arbre d'entrée E, est monté entre le pignon mené 14 et le porte-satellites 28.
Le système de transmission fonctionne d'une manière semblable à celle du second mode de réalisation illustré sur la figure 2 et précédemment décrit . Cependant, l'absence de chaîne dans la première liaison d'entraînement de ce quatrième mode de réalisation, permet d'obtenir un meilleur rendement lorsque le système travaille sur le deuxième mode de fonctionnement ou mode en surmultiplication.
Ce quatrième mode de réalisation est particulièrement bien adapté pour être utilisé dans un véhicule à roues arrière motrices, comme dans le cas du second mode de réalisation. Un cinquième mode de réalisation est illustré sur la figure 5 où il est envisagé encore une autre structure pour la première liaison d'entraînement Ll qui ne comprend ni une chaîne ni un train d'engrenages à deux pignons menant et mené. La première liaison d'entraînement Ll est ici constituée par un prolongement de l'arbre d'entrée E de la transmission qui d'une part, est axialement aligné avec l'arbre de sortie S et l'arbre de sortie 1 du moteur M et, d'autre part, peut être accouplé au porte- satellites 28 du train d'engrenages T par l'embrayage El.
Dans ce cinquième mode de réalisation, l'arbre d'entrée E est relié par un engrenage complémentaire 35 à un arbre intermédiaire 4 qui porte la poulie menante A de la seconde liaison d'entraînement L2. La poulie menée B est solidaire d'un arbre intermédiaire 2 qui est solidaire du pignon solaire 22 du train d'engrenages T par un pignon complémentaire 56, alors que la couronne 26 est solidaire en rotation de l'arbre de sortie S. L'embrayage E2 permet de solidariser le pignon solaire 22 avec le porte-satellites 28 D'une manière générale, le mode de fonctionnement de ce cinquième mode de réalisation correspond à ceux qui ont été décrits précédemment en référence aux figures 2 et 4, c'est-à-dire que ce cinquième mode de réalisation est particulièrement adapté pour être utilisé dans le cas d'un véhicule à roues arrière motrices. Cependant, ce mode de réalisation présente l'avantage d'obtenir un rendement maximum dans le second mode de fonctionnement ou mode en surmultiplication, du fait que l'arbre d'entrée E est directement accouplé au porte-satellites 28 du train d'engrenages T.
Un sixième mode de réalisation est illustré sur la figure 6 et il correspond à une variante de celui illustré sur la figure 5. Les différences entre ces deux modes de réalisation concernent notamment le fait que, contrairement d'ailleurs à tous les autres modes de réalisation, la couronne 26 du train planétaire T est solidaire en rotation de la poulie menée B de la seconde liaison de transmission L2 et le pignon solaire 22 est solidaire en rotation de l'arbre de sortie S.
Comme dans le mode de réalisation de la figure 5, la première liaison d'entraînement Ll est constituée par un prolongement de l'arbre d'entrée E qui d'une part, est axialement aligné avec l'arbre de sortie S et l'arbre de sortie 1 du moteur M et, d'autre part, peut être accouplé au porte-satellites 28 du train d'engrenages T par l'embrayage El. Les poulies menante A et menée B - de la seconde liaison d'entraînement L2 sont respectivement solidaires en rotation de deux arbres intermédiaires 4 et 2, comme dans le cas du mode de réalisation de la figure 5.
Avec ce mode de réalisation, l'immobilisation par un frein du porte-satellites 28 permettra aussi de réaliser une inversion du sens de marche de la transmission. Cependant, on ne pourrait obtenir un rapport de marche arrière qui soit sensiblement égal à celui du démarrage en marche avant. Cela est réalisé avec un train planétaire complémentaire Tl qui comprend le pignon solaire 22 du train planétaire T, un porte- satellites 27 avec des double-satellites engrenant l'un avec l'autre, l'un engrenant également avec le pignon solaire 22 et l'autre avec la couronne 29. Le frein FI immobilise la couronne 29 pour réaliser l'inversion du sens de marche avec le rapport désiré. Le fonctionnement de ce mode de réalisation correspond à celui du mode de réalisation de la figure 5, mais avec pour avantage de donner un rendement maximum pour le second mode de fonctionnement du système ou mode en surmultiplication. En outre, le fait que la seconde liaison d'entraînement L2 entraîne la couronne 26 du train d'engrenages T permet d'obtenir une gamme de rapports plus large dans le mode de fonctionnement en surmultiplication.
Un septième mode de réalisation est illustré sur la figure 7 et il correspond à une variante de celui illustré sur la figure 5. Il est présenté avec un convertisseur de couple comme dispositif de démarrage 5. L'arbre d'entrée E du système de transmission est axialement aligné avec l'arbre de sortie si du convertisseur de couple, et peut être accouplé avec l'arbre intermédiaire 2, qui porte la poulie menée B, par un engrenage complémentaire 60 et un dispositif d'embrayage E4 tel qu'une roue libre. Un embrayage complémentaire E3 est ajouté entre l'arbre d'entrée E et la poulie menante A.
Ainsi, on a une liaison complémentaire L3 qui est prévue pour lier en rotation l'arbre d'entrée E et l'arbre intermédiaire 2, cette liaison L3 pouvant être rendue inopérante par l'embrayage E4, alors que la seconde liaison d'entraînement L2 peut être rendue inopérante par l'embrayage E3. D'une manière générale, le convertisseur de couple qui forme le dispositif de démarrage 5 va donner deux étapes de fonctionnement, la première pour le démarrage seul et la seconde pour un fonctionnement normal en prise directe ou en surmultiplication, le convertisseur de couple étant shunté par l'embrayage de prise directe inclus dans le convertisseur de couple.
Pour le démarrage, les embrayages El et E3 sont ouverts, l'embrayage E2 est fermé et la roue libre E4 est embrayée, le couple de démarrage est alors directement appliqué à l'arbre de sortie S sans passer par l'arbre 4. Le couple important de démarrage fourni par le convertisseur de couple n'est donc pas transmis par la courroie 15 de la variation continue. Le rapport de démultiplication de l'engrenage complémentaire 60 est calculé de manière qu'il entraîne l'arbre 2 à une vitesse sensiblement égale à celle donnée par la seconde liaison d'entraînement L2 quand cette dernière a sa démultiplication la plus élevée. De cette manière, pour passer du mode démarrage au fonctionnement en prise directe, il faut fermer les embrayages du convertisseur de couple et E3. Les vitesses de rotation des différentes parties de ces embrayages étant déjà synchronisées, cette bascule se fait en douceur sans à- coups.
En fonctionnement en mode en prise directe, 1'embrayage El est ouvert pour désaccoupler la première liaison d'entraînement Ll et l'embrayage E2 est fermé. La diminution du rapport de démultiplication de la seconde liaison L2 va augmenter la vitesse de rotation de l'arbre 2, la roue libre E4 est donc automatiquement débrayée de l'engrenage complémentaire 60 pour désaccoupler le dispositif de démarrage 5 de l'arbre intermédiaire 2.
En mode de fonctionnement en surmultipli- cation, seul l'embrayage El est fermé pour accoupler en rotation l'arbre d'entrée E et le porte-satellites 28. En marche arrière, les embrayages El, E2 , E3 et celui du convertisseur de couple sont ouverts, le frein FI est fermé et la roue libre E4 est embrayée automatiquement, la transmission du mouvement ne passant pas par 1 ' arbre 4 ni par la courroie 15.
Ce mode de réalisation permet d'utiliser des motorisations fournissant un couple beaucoup plus élevé avec un même variateur à courroie.
D'une manière générale, la gestion du système de transmission selon l'un quelconque des modes de réalisation précédents, peut être faite par une commande électronique (non représentée) et qui a les fonctions suivantes :
- piloter le dispositif de démarrage 5, en contrôlant le glissement de l'embrayage ou le serrage de prise directe dans le cas d'un convertisseur de couple avec blocage,
- piloter le rapport de la courroie 15 en commandant les deux pistons des poulies A et B, ce rapport étant constamment ajusté à partir des informations données par le régime moteur, la vitesse du véhicule et la demande du conducteur, de manière à utiliser le moteur au régime le plus propice qui donnera la moindre consommation, - piloter la pression hydraulique de la pompe pour l'amener à la valeur juste nécessaire,
- piloter les deux embrayages El, E2 et le frein FI, et effectuer toutes les opérations de diagnostic et de fonctionnement en cas de défaillance d'un élément du système. L'application de l'invention à un moteur de véhicule automobile peut être étendue à toute motorisation nécessitant une variation des rapports de démultiplication.

Claims

REVENDICATIONS
1. Système de transmission à variation continue à haut rendement pour un moteur, en particulier de véhicule automobile, ce système de transmission comprenant un arbre d'entrée (E) accouplé à l'arbre de sortie (1) du moteur (M) , un arbre de sortie (S) accouplé au système d'entraînement du véhicule et, intercalé entre les deux arbres d'entrée (E) et de sortie (S) :
- une première liaison d'entraînement (Ll) à rapport de vitesse constant, solidaire en rotation avec l'arbre d'entrée (E) et qui peut être rendue inopérante au moyen d'un embrayage (El) ,
- une deuxième liaison d'entraînement (L2) à variation de vitesse continue et qui est constituée d'une courroie (15) enroulée sur une poulie menante (A) portée par un arbre (4) solidaire en rotation de l'arbre d'entrée (E) et sur une poulie menée (B) portée par un arbre intermédiaire (2) et qui peut être liée en rotation à l'arbre de sortie (S) par un embrayage (E2) , et - un train d'engrenage planétaire (T) dont le porte-satellites (28) est lié en rotation avec la première liaison d'entraînement (Ll) , alors que la couronne (26) est solidaire en rotation de l'arbre de sortie (S) et le pignon solaire (22) solidaire en rotation de la poulie menée (B) , ou inversement, caractérisé en ce que, dans un premier mode de fonctionnement correspondant à des rapports de démultiplication les plus élevés, l'embrayage (El) est ouvert pour rendre inopérante la première liaison d'entraînement (Ll) et l'embrayage (E2) est fermé pour solidariser en rotation la poulie menée (B) et l'arbre de sortie (S) , de sorte que la puissance du moteur (M) est transmise par une voie unique constituée par la seconde liaison d'entraînement (L2) , et en ce que, dans un second mode de fonctionnement correspondant à des rapports de surmultiplication les plus élevés, l'embrayage (El) est fermé pour rendre opérante la première liaison d'entraînement (Ll) , l'embrayage (E2) est ouvert pour désolidariser en rotation la poulie menée (B) de l'arbre de sortie (S) , de sorte que la puissance du moteur (M) est transmise par deux voies parallèles constituées par les deux liaisons d'entraînement (Ll, L2) , le rapport de démultiplication de la première liaison d'entraînement (Ll) étant sensiblement égal au rapport de multiplication le plus élevé de la seconde liaison d'entraînement (L2) .
2. - Système de transmission selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il comprend un frein (FI) pour immobiliser le porte-satellites (28) ou un des éléments d'un train planétaire complémentaire (Tl) comprenant le pignon solaire (22) du train planétaire (T) , un porte-satellites (27) avec des double-satellites engrenant l'un avec l'autre, l'un des satellites engrenant également avec le pignon solaire (22) et l'autre avec la couronne (29) pour réaliser une inversion du sens de rotation de l'arbre de sortie (S) pour obtenir un rapport de marche arrière.
3. - Système de transmission selon la revendication 1, caractérisé en ce que la première liaison d'entraînement (Ll) est constituée par une chaîne (10) enroulée sur deux pignons (12,14) .
4. - Système de transmission selon la revendication 3, caractérisé en ce que, lorsque la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire en rotation de l'arbre de sortie (S) , la première liaison d'entraînement (Ll) est solidaire en rotation du porte- satellites (28) et peut être accouplée à l'arbre d'entrée (E) par l'embrayage (El) , en ce que l'arbre intermédiaire (2) et l'arbre de sortie (S) sont sensiblement axialement alignés l'un avec l'autre d'une part, et liés l'un à l'autre par le train planétaire (T) d'autre part, et en ce que l'arbre de sortie (1) du moteur (M) et l'arbre d'entrée (E) de la transmission sont sensiblement alignés l'un avec l'autre.
5.- Système de transmission selon la revendication 4, caractérisé en ce que l'on trouve successivement sur l'arbre d'entrée (E) : le pignon menant (12), qui est porté par l'arbre d'entrée (E) , l'embrayage (El) et la poulie menante (A), et en ce que, en partant du côté opposé au moteur (M) , on trouve successivement sur les arbres intermédiaires (2) et de sortie (S), la poulie menée (B) portée par l'arbre intermédiaire (2), le train planétaire (T) , l'embrayage (E2) , le pignon mené (14) porté par l'arbre de sortie (S) et des engrenages complémentaires (30) assurant la liaison avec le système d'entraînement du véhicule .
6.- Système de transmission selon la revendication 3, caractérisé en ce que, lorsque la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire en rotation de l'arbre de sortie (S), la première liaison d'entraînement (Ll) est solidaire en rotation de l'arbre d'entrée (E) et peut être accouplée en rotation au porte- satellites (28) par l'embrayage (El), en ce que la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire d'un arbre intermédiaire (3) sensiblement aligné avec l'arbre intermédiaire (2) et liés l'un à l'autre par le train planétaire (T) , en ce que l'arbre de sortie (S) est sensiblement axialement aligné avec l'arbre de sortie (1) du moteur (M) et accouplé en rotation à l'arbre intermédiaire (3) par un engrenage complémentaire (40), et en ce que l'arbre de sortie (1) du moteur (M) est décalé de l'arbre (4) et accouplé en rotation à celui-ci par un engrenage complémentaire (35) .
7.- Système de transmission selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que la première liaison d'entraînement (Ll) est constituée par un train d'engrenages à deux pignons menant (12) et mené (14) .
8.- Système de transmission selon la revendication 7, caractérisé en ce que, lorsque la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire en rotation de l'arbre de sortie (S), la première liaison d'entraînement (Ll) est solidaire en rotation du porte- satellites (28) et peut être accouplée à l'arbre d'entrée (E) par l'embrayage (El), en ce que l'arbre intermédiaire (2) et l'arbre de sortie (S) sont sensiblement axialement alignés l'un avec l'autre d'une part, et liés l'un à l'autre par le train planétaire (T) d'autre part, en ce que l'arbre de sortie (1) du moteur (M) et l'arbre intermédiaire (4) sont sensiblement alignés l'un avec l'autre, et en ce que la poulie menée (B) est solidaire d'un arbre intermédiaire (2) qui est accouplé à l'arbre intermédiaire (6) par un train d'engrenage (50) .
9.- Système de transmission selon la revendication 8, caractérisé en ce que l'on trouve successivement sur l'arbre intermédiaire (4) : la poulie menante (A), le pignon menant (12), l'embrayage (El) et le frein (FI) , en ce que, en partant du côté opposé du moteur (M) , on trouve successivement sur les arbres intermédiaire (6) et de sortie (S) : le pignon mené (14) , un pignon (54) du train d'engrenage (50), le train planétaire (T) , l'embrayage (E2) et des engrenages complémentaires (30) assurant la liaison avec le système d'entraînement du véhicule.
10.- Système de transmission selon la revendication 7, caractérisé en ce que, lorsque la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire en rotation de l'arbre de sortie (S), la première liaison d'entraînement (Ll) est solidaire en rotation de l'arbre d'entrée (E) et peut être accouplée en rotation au porte- satellites (28) par l'embrayage (El), en ce que la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire d'un arbre intermédiaire (3) sensiblement aligné avec l'arbre intermédiaire (2) et liés l'un à l'autre par le train planétaire (T) , en ce que l'arbre de sortie (S) est sensiblement axialement aligné avec l'arbre de sortie (1) du moteur (M) et accouplé en rotation à l'arbre intermédiaire (3) par un engrenage complémentaire (40) .
11.- Système de transmission selon la revendication 10, caractérisé en ce que les pignons menant (12) et mené (14) sont respectivement solidaires de l'arbre d'entrée (E) et du porte satellites (28), en ce que l'arbre intermédiaire (4) est décalé par rapport à l'arbre de sortie (1) du moteur (M) et accouplé à la première liaison d'entraînement (Ll) par un pignon (55) , et en ce que l'embrayage (El) est monté entre le pignon mené (14) et l'arbre du porte-satellites (28) .
12. - Système de transmission selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que la première liaison d'entraînement (Ll) est constituée par l'arbre intermédiaire (4) qui d'une part, est axialement aligné avec l'arbre de sortie (S) et l'arbre de sortie (1) du moteur (M) et, d'autre part, peut être accouplé au porte- satellites (28) du train d'engrenage (T) par l'embrayage (El) .
13. - Système de transmission selon la revendication 12, caractérisé en ce que, lorsque la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire en rotation de l'arbre de sortie (S), l'arbre d'entrée (E) est relié par un engrenage complémentaire (35) à un arbre intermédiaire (4) qui porte la poulie menante (A) , et en ce que la poulie menée (B) est solidaire d'un arbre intermédiaire (2) qui est solidaire en rotation du pignon solaire (22) du train planétaire (T) par un engrenage complémentaire (56) .
14. - Système de transmission selon la revendication 12, caractérisé en ce que, lorsque la couronne (26) du train planétaire (T) est solidaire en rotation de la poulie menée (B) , l'arbre d'entrée (E) est relié par un engrenage complémentaire (35) à un arbre intermédiaire (4) qui porte la poulie menante (A) , et en ce que la poulie menée (B) est solidaire d'un arbre intermédiaire (2) qui est solidaire en rotation de la couronne (26) du train planétaire (T) par un engrenage complémentaire (56) .
15.- Système de transmission selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comprend un dispositif de démarrage (5) monté sur l'arbre de sortie (1) du moteur (M), une liaison complémentaire (L3) prévue pour lier en rotation l'arbre d'entrée (E) et l'arbre intermédiaire (2), cette liaison (L3) pouvant être rendue inopérante par un embrayage (E4) , et en ce que la seconde liaison d'entraînement (L2) peut être rendue inopérante par un embrayage (E3) .
16.- Système de transmission selon la revendication 15, caractérisé en ce que le dispositif d'embrayage (E4) est constitué par une roue libre.
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