TRANSMISSION PAR CHAINE MULTIVITESSES A GRANDE VARIATION DE RAPPORT ET ETAGEMENT SERRE
Les transmissions par chaîne multi-vitesses sont connues depuis fort longtemps, et sont particulièrement utilisées sur les bicyclettes. Le système ne cesse d'être amélioré d'année en année, et l'on trouve aujourd'hui des vélos disposant de trois plateaux moteurs et neuf pignons récepteurs ce qui donne en théorie vingt-sept rapports de transmission. Ce résultat semble excellent. Dans la réalité, de nombreux rapports se recoupent et l'on est loin de disposer de vingt-sept rapports sensiblement différents. D'autre part il faut éviter de donner une trop grande obliquité latérale à la chaîne, ce qui détruit la transmission et son rendement, si bien que de nombreux rapports sont fictifs et non utilisables dans les faits. C'est ainsi, qu'une transmission à 3 plateaux et 8 pignons offre une douzaine de rapports correctement exploitables, et non 24. De plus, lors des changements de plateaux, la variation de rapport est très importante et l'étagement des rapports n'est plus respecté. Pour éviter ce saut de rapports qui est très pénalisant, il faudrait simultanément au changement de plateaux, passer une ou plusieurs vitesses sur les pignons dans le sens qui convient, pour disposer du rapport consécutif dans l'étagement. On comprend facilement que cela n'est pas aisé, d'autant qu'il faudrait mémoriser dans chaque cas, combien de changements effectuer et dans quel sens.
On trouve depuis peu des commandes centralisées de changement de vitesses, qui gèrent simultanément les changements de plateaux et de pignons de façon à obtenir une suite de rapports correctement étages et éviter les obliquités de chaîne trop importantes, ce qui facilite grandement la gestion des vitesses, et augmente la longévité de la transmission. Il est à noter, que ce système propose en moyenne une dizaine de rapports réellement utilisables, sur une transmission de 24 rapports théoriques. Ce système extrêmement séduisant, serait vraiment attractif si les deux dérailleurs étaient parfaits. Malheureusement le fonctionnement des changements de plateaux est loin d'égaler celui des changements de pignons, ce qui pose quelques problèmes à
l'utilisation, notamment quand on ne peut pas relâcher son effort pour faciliter le changement de plateaux. C'est la raison pour laquelle ce système est peu utilisé en compétition, où le cycliste préfère parfois donner une grande obliquité à sa chaîne en passant sur un pignon déconseillé plutôt que de casser son élan en changeant de plateaux. La situation est encore plus critique en tout terrain, où il est souvent impossible de relâcher son effort sous peine de s'arrêter et de ne plus pouvoir repartir.
Dans tous les cas de figure, le point faible de ce genre de transmission est le changement de plateaux. La raison en est fort simple : le dérailleur de changement de plateaux, au contraire du dérailleur arrière, agit sur le brin tendu de la chaîne. Il est donc extrêmement difficile pour le dérailleur, de faire fléchir la chaîne tendue à plusieurs centaines de kilogrammes, pour la transférer latéralement d'un plateau à l'autre, à moins de relâcher l'effort de pédalage.
L'objet de la présente invention, consiste à réaliser une transmission à chaîne à grande plage de variation, dans laquelle les dérailleurs n'agissent que sur des pignons récepteurs. Cela permet de toujours travailler sur le brin mou de la chaîne, et de disposer de tous les rapports sans être obligé d'avoir à couper son effort lors des changements de vitesses.
Comme nous souhaitons N rapports, le plus simple serait de disposer d'un seul plateau et de N pignons, mais l'encombrement, l'obliquité latérale de chaîne, et le taux de variation, bornent les performances de cette solution à un niveau insuffisant pour beaucoup d'utilisateurs. A l'heure actuelle nous trouvons des cassettes de 9 et même 10 pignons, qui pourraient tous être utilisable avec un plateau centré sur le pignon médian. Sur un vélo de route où le taux de variation requis est de 3, il serait envisageable d'avoir des pignons étages entre 11 et 33 dents. Mais l'écart entre chaque rapport serait alors beaucoup trop important pour cette utilisation. Pour les vélo tout terrain où le taux de variation requis est de 5 le problème est encore plus délicat car cela conduirait à un petit pignon de 11 dents est un grand de 55 dents ! ce qui est difficile à envisager .
Pour remédier à ces problèmes, les dispositifs selon l'invention comportent deux transmissions distinctes, chacune d'elles étant constituée, d'un plateau moteur, d'une chaîne, d'un dérailleur et de n pignons récepteurs ( ni pour la première transmission, n2 pour la deuxième, etc ...)
Ces transmissions sont disposées en parallèle, et travaillent soit, toutes deux en permanence grâce à un mécanisme répartissant la puissance à transmettre entre les deux transmissions, soit seront actives à tour de rôle, mais sans qu'une chaîne n'ait à passer d'un plateau à un autre pour cela.
Pour ces familles de transmissions en parallèles, on fait apparaître une transmission droite et une gauche, avec un plateau de chaque coté du pédalier et une série de pignons de chaque coté de la roue motrice, ni pignons à droite avec un dérailleur classique et n2 pignons à gauche avec un dérailleur du même genre mais symétrique.
Dans tous les cas de figure, tous les rapports sont disponibles, sans avoir à effectuer de changement de plateaux. Le système est donc particulièrement prédisposé à être géré par une commande centralisée.
Dans le premier cas, où les deux transmission travaillent en permanence, on fait apparaître dans le moyeu, entre les deux groupes de pignons, un mécanisme à deux mouvements d'entrée (les deux groupes de pignons) et un mouvement de sortie, celui de la roue motrice. Si, pour ce mécanisme on désigne par :
- w1 la vitesse angulaire des pignons droits.
- w2 la vitesse angulaire des pignons gauches.
La vitesse résultante de la roue w3 est de la forme : w3 = aw1 + bw2
La puissance globale transmise à la roue, se répartissant entre les deux mouvements d'entrée au prorata des même termes aw1 et bw2 .
Dans ce premier cas, le nombre de rapports théorique N est :
N = ni x n2 .Cela autorise, avec un nombre de pignons raisonnable, par exemple ni = n2 = 7 , d'avoir 49 rapports théoriques. Même après avoir retranché les rapports redondants, cela autorise un nombre confortable de rapports.
On peut faire appel, tout en restant dans le cadre de l'invention, à tout mécanisme adéquat, avec bien sûr une préférence pour ceux qui présentent un bon rendement, un poids faible et un coût raisonnable.
Un premier exemple de mécanisme de ce genre, est un différentiel dont les entrées sont les planétaires et la sortie le support de satellites. Dans un tel système dit symétrique, on a :
a = b = 0,5 et w3 = (w1 + w2) / 2
Avec un tel système il est déjà possible, avec un choix judicieux des familles de pignons, d'avoir un nombre important de rapports bien étages. Mais surtout, le dispositif autorise des suites de rapports difficiles à obtenir avec une transmission classique. A titre d'exemple le système autorise des rapports correspondant à des pignons de 11 dents ; 11,5 dents ; 12 dents ; 12,5 dents...
En effet, les transmissions classiques sont tributaires du nombre de dents des pignons qui doit être entier. Le problème est particulièrement sensible sur les grands rapports. Par exemple, entre deux pignons consécutifs de 11 et 12 dents, on doit accepter un écart de 9% , ce qui représente environ 1 mètre de développement pour un vélo de route et cela est énorme, car ce gros écart intervient à haute vitesse, là où la puissance absorbée varie avec le cube de la vitesse (frottements aérodynamiques). Et c'est pour ces hautes vitesses qu'il serait extrêmement pertinent de disposer de rapports rapprochés.
L'intérêt principal de cette solution est d'autoriser l'utilisation de cassettes de pignons à grande amplitude (Ecart relatif entre les pignons extrêmes), le différentiel se chargeant de composer les rapports intermédiaires manquants.
D'un point de vue rendement, les pertes ne s'additionnent pas, puisque les deux chaînes se partagent la puissance à transmettre, de plus, elles équilibrent les efforts, limitant ainsi les pertes dues aux torsions du pédalier et du cadre.
Le différentiel lui, ne travaille et donc n'induit des pertes, que lorsque w1 est différent de w2, et ces pertes très faibles, sont proportionnelles à la différence de vitesse entre w1 et w2. L'intérêt du différentiel est de proposer des rapports intermédiaires, qui manquent à l'étagement que proposerais une transmission classique, équipée des mêmes ni pignons (si les pignons droits et gauches sont semblables). Or il n'est pas nécessaire pour cela, d'avoir de grand écarts entre w1 et w2, si bien que les pertes dues au différentiel sont extrêmement faibles, ou nulles lorsque w1=w2.
Il est possible de sophistiquer le système en lui donnant de la dissymétrie, c'est à dire en donnant un nombre de dents différent à chaque planétaire. Les coefficients a et b sont alors différents et proportionnels aux nombre de dents des planétaires correspondants. Cette propriété peut s'avérer intéressante, si l'on souhaite qu'un des dérailleurs ( le gauche par exemple) génère des variations de rapport plus importantes , pour un même saut de pignons. Cela permet des séquences de combinaisons de pignons en prise différentes, particulièrement intéressante lors de l'échelonnement des rapports.
On pourra préférer, pour la réalisation de ce genre de mécanisme, les versions à engrenages cylindriques, qui présentent un meilleur rendement et un coût moindre, que celles à engrenages coniques qui génèrent des forces axiales. Dans ce cas, le grand planétaire sera un engrenage à denture interne, le petit un engrenage classique concentrique, et les satellites trouvent leur place entre les deux planétaires. Mais d'autres dispositions sont également possibles.
Dans la grande famille des mécanismes à planétaires et satellites pouvant satisfaire à nos exigences, nous pouvons distinguer deux groupes :
- Les mécanismes apparentés aux différentiels, qui imposent à leurs entrées une rotation inversée lorsque la sortie est bloquée (cas précédent), pour ces mécanismes : w3 = aw1 + bw2 et (a + b) = 1
- Les mécanismes inversés qui, sortie bloquée imposent un sens de rotation semblable aux deux entrées.
Pour ces mécanismes, w3 = - aw1 + bw2 Par contre a et b peuvent avoir des valeurs très variables, ce qui autorise d'autre possibilités.
Ce dernier cas de figure, présente l'avantage d'autoriser des vitesses de sortie très petites, ou très grandes, et éventuellement l'inversion du sens de rotation. Par contre la puissance et la vitesse résultent ici d'une soustraction, ce qui signifie qu'une transmission est motrice et l'autre freinante, situation défavorable pour le rendement, donc moins indiquée pour un vélo. Une autre conséquence est que sur la transmission freinante, le planétaire est moteur, ce qui impose de placer les pignons sur le pédalier et le dérailleur au dessus de ceux-ci, de façon à travailler sur le brin mou de la chaîne. Cette solution sera sans doute plus indiquée pour d'autres applications que le vélo, là où la plage de variation ou l'inversion de rotation sont déterminantes.
La deuxième famille où les transmissions sont actives à tour de rôle est beaucoup plus simple, les deux transmissions ont un rôle différent, l'une est destinée à la recherche de hautes vitesses, nous la nommerons transmission longue, et l'autre est destinée au franchissement, nous la nommerons transmission courte. Chaque transmission étant munie d'une roue libre, la transmission courte est inactive tant que la chaîne de la transmission longue n'est pas placée sur un pignon « fou » qui désactive cette transmission longue.
Le plus petit rapport de la transmission longue et le plus grand rapport de la transmission courte étant calculés pour que la transition entre les deux transmission, corresponde à un changement de rapport classique. Le pignon « fou » sera avantageusement placé après le plus grand pignon de la transmission longue, la gestion des dérailleurs est alors évidente puisque tous les rapports sont étages . Dans l'ordre décroissant la chaîne est déplacée du plus petit pignon au plus grand de la transmission longue, elle est ensuite placée sur le pignon « fou », ce qui rend actif le plus petit pignon de la transmission courte, les dernier rapports s'obtenant en faisant courir la chaîne de la transmission courte sur les autres pignons . La séquence des déraillements est donc évidente le dérailleur long parcours tous les rapports longs jusqu'au pignon « fou » puis le dérailleur de la transmission courte prend le relais . Il est à noter que lorsque que l'on est sur un pignon quelconque de la transmission courte, un retour immédiat sur la transmission longue est possible, en faisant quitter la chaîne du pignon « fou » sur la transmission longue, ce qui autorise par exemple des départs très efficaces .
Un autre avantage de cette solution est que sur une transmission classique, tous les plateaux doivent se satisfaire de la même cassette de pignon et celle-ci ne peut être qu'un compromis entre une cassette de recherche de vitesse à rapports très resserrés et une cassette de franchissement à grande amplitude . Dans le dispositif selon l'invention, aucun compromis n'est nécessaire, il est ainsi possible de réaliser une transmission de vélo tout terrain avec un taux de variation de 5 et des rapports de recherche de vitesse aussi serrés que sur un vélo de course sur route . Cela donne au vélo ainsi équipé performance et polyvalence, en effet un vélo tout terrain équipé de pneumatiques de route et d'une transmission de ce genre s'avère presque aussi performant qu'un authentique vélo de route.
A titre d'exemple l'étagement peut être : 42 x (11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 19, « fou ») et 24 x (12,14,16,19,21,24,28,32)
Pour de faible taux de variation une variante de cette solution est possible, le pignon « fou » est supprimé, et les chaîne sont déplacées alternativement d'un coté et de l'autre, l'étagement des pignons étant organisé pour qu'à chaque
changement une transmission prenne l'ascendant sur l'autre. Notons qu'en jouant sur les plateaux, il est possible de réaliser des étagements très serré pour les hautes vitesses. A titre d'exemple :
Plateaux droit 50 dents et plateau gauche 52 dents ;
1er rapport 52/11 et 50/11 rapport en prise : 52/11
2 îèemmee rapport 52/12 et 50/11 rapport en prise : 50/1 1 écart 4%
S6"16 rapport 52/12 et 50/12 rapport en prise : 52/12 écart 4.9% 4*nβ rapport 52/13 et 50/12 rapport en prise : 50/12 écart 4% etc..
Pour ces solutions sans différentiel, le nombre de rapports disponibles, n'est plus égal à ni x n2 , mais à ni + n2 - 1 ( ex : 15 rapports avec ni = n2 = 8 ), ce qui nous donne plus de rapports successifs étages qu'une transmission classique à triple plateaux.
Il est bien sûr possible de panacher les solutions. Nous verrons plus loin un dispositif à différentiel, où une des transmissions est désactivée par un pignon fou, de manière à obtenir de tout petits rapports.
Concernant la fonction roue libre, on peut noter que celle-ci peut être placée indifféremment sur l'arbre récepteur, l'arbre moteur (ou sur un arbre intermédiaire dans le cas de transmission en série). Le placement sur l'arbre moteur permet le changement de vitesse en situation de roue libre.
D'autres avantages et caractéristiques ressortiront plus clairement, à travers les dessins de modes de réalisations particuliers annexés, donnés à titre d'exemples non limitatifs, dans lesquels :
- La figure 1 ainsi que les suivantes représente une vue en coupe schématique d'un mécanisme de moyeu pour transmissions en parallèle. Ici il s'agit d'un différentiel dissymétrique à engrenages coniques et 25 vitesses théoriques.
- Les figures 2, 3, 4, 5 représentent des vues en coupe schématiques de mécanismes différentiels dissymétriques à pignons cylindriques.
- La figure 6 représente une vue en coupe schématique d'un mécanisme « inversé », à engrenage cylindrique.
- La figure 7 représente une vue en coupe détaillée d'un mécanisme dissymétrique à 36 vitesses théoriques.
- La figure 8 représente une vue en coupe d'un mécanisme permettant à deux transmissions d'être actives à tour de rôle.
Selon un premier mode de réalisation particulier, à transmissions couplées en parallèles par un différentiel, la figure 1 montre un mécanisme de moyeu de roue, monté classiquement sur un axe fixe (12), et recevant les mouvements de deux transmissions montées en parallèle, par un des pignons de chaque groupe droit et gauche (13, 14).
Ces mouvements de vitesses angulaire w1 et w2, sont transmis aux engrenages planétaire (15, 16), avec interposition éventuelle de roues libres (non représentées). Ces planétaires (15, 16) transmettent le mouvement au moyeu de roue (18) par les satellites (17, 17'). Le moyeu tourne alors à une vitesse w3, et si d1 et d2 sont les nombres de dents respectifs des planétaires (15) et (16), la valeur de w3 est alors :
w3 = aw1 + bw2 avec a = d1 / (d1+ d2) et b = d2 / (d1+ d2)
La figure montre un dispositif très dissymétrique, qui présente l'avantage de fournir une variation de rapport plus grande pour une variation sur w2 que pour une variation sur w1. Mais il est clair, que cette réalisation peu être de type symétrique si l'on donne au planétaires le même nombre de dents.
Le nombre de rapports est égal au produit ni x n2 (respectivement, nombre de pignons droits et gauche), moins les éventuels recoupements.
Selon un deuxième mode de réalisation particulier, la figure 2 montre schématiquement un équivalent de la précédente solution, dans lequel tout les engrenages (25, 26, 27, 27') sont cylindriques. Ce qui permet de supprimer les réactions axiales des pignons coniques pénalisantes pour le rendement et de diminuer le coût. Cette solution impose la dissymétrie planétaire.
Il est possible de décliner d'innombrables variantes de ce genre de mécanisme à trois rotations combinées. En jouant sur les dentures internes ou externes des pignons, leur nombre, en les remplaçant par des roues et courroies crantées, ou bien encore des pignons et des chaînes comme sur la figure 5. Ou bien encore, en plaçant les mouvements d'entrées sur un planétaire et sur le porte satellite, la sortie se trouvant alors sur le planétaire restant. A titre d'exemple, les figures 3 et 4 montrent un mécanisme de type différentiel dissymétrique à entrées sur les planétaires (35, 36), dans lequel le planétaire à denture interne (26) de la figure 2, a été remplacé par un pignon à denture externe (36), collaborant avec un satellite double (37, 39) ou (37', 39'). De la même manière, figure 5 le satellite à denture interne est cette fois-ci remplacé par des roues dentées (45, 45'), collaborant par deux chaînes (50, 50') avec les satellites (47, 47'). Cette disposition permet la réalisation d'une version symétrique du mécanisme, ce qui n'est pas possible avec le dispositif de la figure 2.
Selon un troisième mode de réalisation particulier, la figure 6 montre une cinématique planétaire inversée par rapport aux précédentes. En effet, la vitesse résultante de sortie w3 résulte ici d'une différence pondérée des vitesses d'entrées w1 et w2. Cette solution autorise des gammes de vitesse de sortie très différentes, mais au prix d'un rendement plus faible, l'une des transmission étant freinante.
Si z1, z2, z3, z4 sont respectivement le nombre de dents des engrenages (55, 56, 57, 59) et si k1 = z1/z3 et k2 = z2/z4 la vitesse de sortie w3 est alors :
W3 = (k2 w2 - k1w1) / (k2 - k1)
Selon un quatrième mode de réalisation préférentiel, la figure 7 montre une vue en coupe plus détaillée du mécanisme de la figure 2. L'ensemble est organisé autour d'un axe fixe (62), on y retrouve les groupes de pignons (63) et (64) ici au nombre de six, ce qui autorise 36 rapports théoriques, les planétaires (65) et (66), ce dernier à denture interne. On y voit aussi un des trois satellites (67). Le moyeu est constitué des pièce (68), (68') et (69), de manière à autoriser le montage de l'ensemble, la pièce (69) évitant le montage en porte à faux des satellites (67). Dans ce mode réalisation, les groupes de pignons (63) et (64) sont assemblés rigidement sur leur planétaire respectivement, (65) et (66). Le dispositif ne comporte pas de roue libre, cette fonction étant supposée renvoyée sur l'arbre d'entraînement ( le pédalier ). Cette formule présente l'avantage, de permettre le changement de vitesse lorsque l'on est en roue libre. Bien entendu, il est tout à fait possible de placer les roues libres entre les pignons et leurs planétaires. L'ensemble tourillonne sur les roulements (70, 71, 72, 73, 74, 75), l'arrêt en translation est assuré par la bague de réglage (76), qui règle en même temps le jeu des roulements à contacts obliques (70, 71, 74, 75). Dans l'ensemble de pignons (64), on remarque le pignon (77), monté fou sur le roulement (78), et un dispositif anti-retour (79) qui interdit au planétaire (66) de tourner à l'envers. Cette configuration particulière, donne fictivement une taille infinie au pignon (77) ce qui autorise des rapports très faible. En effet, le planétaire (66) est alors immobile (soit w2 = 0 ) la vitesse du moyeu se réduisant à w3 = aw1 . Le pignon (77) étant inopérant, son nombre de dents est sans importance et il pourrait même en être dépourvu .
Selon un dernier mode de réalisation particulier, la figure 8 représente le moyeu d'une transmission double, dans laquelle la transmission gauche assume les rapports longs, la droite les rapports courts. Chaque groupe de pignons (84, 83) est monté sur une roue libre (non représentée). Le groupe de pignons gauches (84) assure les grands rapports. Pour cela ce groupe de pignon (84) collabore avec un plateau gauche (le plus grand, non représenté). La roue libre de la transmission droite, rend cette transmission inactive puisque sa vitesse est plus n
faible, jusqu'à ce que la transmission gauche soit engrenée sur le pignon fou (89), qui a avantageusement le même nombre de dents que le précédent, ce qui facilite le transfert de chaîne. Il est alors aisé de dimensionner le petit pignon du groupe (83) et le plateau droit (le plus petit, non représenté également), pour constituer le rapport suivant et ainsi de suite jusqu'au plus grand pignon du groupe (83) qui constitue le dernier et plus petit rapport de la transmission.