Brevet FR2464865A1 — publié le 19810320

Transmission pour enqin tracteur, de préférence diesel- hydraulique, à entraînement par roues de friction, ayant la forme d'un chariot de traction, d'un wagonnet tracteur ou analogue. L'invention concerne une tranmission pour engin tracteur, de préférence diesel-hydraulique, à propulsion par roues de friction, ayant la forme d'un chariot de traction, d'un wagonnet tracteur ou analogue et comportant une ou plusieurs roues de friction, montées sur des bielles pouvant pivoter autour d'articulations latéralement décalées par rapport au rail de roulement, ces bielles étant destinées à appliquer avec une force variable les roues à friction contre le rail au moyen d'un dispositif de serrage. On connaît, d'après le brevet britannique 1 258 566, un système d'entraînement hydrostatique du chariot moteur d'un monorail suspendu dont les roues de friction sont appliqués latéralement contre le rail par des cylindres de serrage avec une force variant en fonction de la charge. Dans cet agencement, la pression des cylindres de serrage est fournie par des pompes à pistons, dont les pistons sont réglés en fonction de la charge qui s'exerce sur l'attelage du chariot. Ainsi, la force de serrage des roues de friction se règle automatiquement, en cours de fonctionnement, selon la charge remorquée appliquée au crochet du chariot. On a décrit par ailleurs dans la demande de brevet allemand n 2 140 929 un dispositif d'entrainement pour locomotive diesel hydraulique à transmission hydro- statique dont les roues de roulement prennent appui sur un rail contre l'âme duquel les roues tractrices à friction peuvent être serrées latéralement au moyen de cy gindres hydrauliques exerçant un effort de serrage proportionnel à la charge remorquée.La particularité de ce dispositif d'entraînement réside dans le fait que les cylindres serrant les roues de friction peuvent recevoir alternativement la pression de service de la transmis sion hydrostatique des moteurs de traction ou d'une pompe auxiliaire à haute pression entraînée par le moteur diesel, le changement étant commandé par un distributeur à alternance pilotd par la pression, qui fait communiquer les cylindres de serrage avec le circuit présentant la pression la plus élevée, soit celui du dispositif moteur, soit celui de la pompe auxiliaire. La pression de cette dernière peut être modifiée à l'aide d'un distributeur de réglage. Cette pompe auxiliaire à haute pression est utilisée en même temps pour l'actionnement hydraulique des freins.Cet agencement donne l'assurance que, même dans les conditions d'exploitation les plus défavorables, les roues de friction qui transmettent l'effort moteur vont toujours être serrées contre le rail avec une force suffisante, évitant dans toute la mesure possible l'emballement de ces roues. Dans les chariots tracteurs connus, tels qu'on les utilise par exemple sur les monorails suspendus d ans les exploitations insères souterraines, les bielles qui portent les roues de friction sont disposées de part d'autre du rail, leurs extrémités libres étant réunies, par exemple, par un cylindre de serrage hydraulique dont la mise en pression provoque le serrage des roues de friction servant de roues motrices de part et d'autre contre l' & e verticale du rail formé par exemple par une poutre en I (demande de brevet allemand nO 2 731 631).Etant donné que, pour des raisons de construction mécanique, les pivots des bielles ne peuvent se trouver centrés sur le rail, c'est-à-dire ne peuvent être dans l'axe du rail et sur la ligne d'application des forces exercées par les roues de friction, mais qu'au contraire ces bielles doivent être disposées-latéralement à une certaine distance du rail, elle sont soumises à un moment qui vient se superposer à l'effet de serrage dès que, en cours de fonctionnement, une force iongentielle apparait sur les roues de friction. Ce moment agit soit dans le sens de l'ouverture des bielles, soit dans le sens de leur fermeture. L'action dans le sens de l'ouverture a pour conséquence que l'effort de serrage des cylindres n'est pas totalement utilisé et que, de ce fait, les roues de friction ont tendance à s'emballer.L'action dans le sens de la fermeture provoque au contraire, un serrage inutilement puissant du cylindre de serrage, donc une charge excessive des roues de friction, ayant pour effet une moindre durée de vie de celles-ci, un échauffement plus ou moins important et des pertes de pu4s- sance plus considérables. Le sens de l'action des moments çpliqués en service aux bielles, soit dans le sens de l'ouverture, soit dans le sens de la fermeture, dépend du sens de marche du chariot tracteur et s'inverse lors d'un passage de la marche amont à une marche aval et vice-versa. Une altération de l'effort de serrage des roues de friction se produit aussi, pendant la marche, lorsque le cylindre de serrage d'une roue de friction communique avec la chambre sous pression du moteur hydraulique entraînant cette roue, de telle sorte que l'ef- fort de serrage soit variable en fonction de la pression qui règne dans le circuit hydraulique. En effet, la force de serrage effectivement appliquée à la roue de friction est modifiée en fonction du rendement de la transmission, puisqu'au moment de l'inversion du moteur hydraulique pour passer du régime moteur (marche amont) au régime de pompe ou de gdnérateur (marche aval) et pour un même couple sur la roue de friction, la pression régnant dans le circuit hydraulique varie en fonction de la perte de puissance dans la transmission, qui détermine le rendement.Cette altération de l'effort de serrage de la roue de friction se produit même lorsque celle-ci n'est pas montée sur une bielle dont l'articulation se trouve latéralement décalée par rapport à l'axe du rail de roulement. L'invention a pour but de développer rationnellement une transmission du type précité de façon à compenser, du moins en partie, les variations indésirables de l'effort de serrage de la roue defriction qui se produisent sous l'action des influences perturbatrices visées ci-dessus, de façon que, dans toute la mesure du possible, la force de serrage de la roue ait, au moins approximativement, la valeur utile, quel que soit le régime de marche. Pour compenser au moins en partie l'altération de l'effort de serrage, qui résulte de la position latérale de l'articulation des bielles qu'imposent les nécessites de la construction dans une transmission du type précité, l'invention propose de munir la transmission d'un dispositif compensateur capable de réduire la force exercée par le dispositif de serrage lorsque l'effort moteur applique à la bielle une force tendant à plaquer la roue sur le rail, et d'augmenter au contraire cette force lorsque l'effort moteur tend à décoller la roue du rail. Le dispositif compensateur qui fait varier la force de serrage de la roue de friction en fonction de l'effet, positif ou négatif, du moment exercé, donc en fonction du mode de marche (amont ou aval) de l'engin, peut avoir diverses configurations et peut s'appliquer notamment, avec un succès particulier, dans un système moteur dont le dispositif de serrage des roues de friction comporte un pu plusieurs cylindres de serrage hydrauliques dont la pression interne est fonction de l'effort de traction exercé par le chariot ou tout autre engin moteur, c'est-à-dire, le cas écheani; fonction de la pression active des moteurs hydrostatiques assurant l'entraSnement des roues de friction. Le caractère essentiel est que la force de serrage diminue lorsque le couple de la roue de friction tend à augmenter la force d'application de cette roue, et augmente au contraire lorsque le couple de la roue tend à la diminuer. La quantité dont la force d'application est augmentée ou réduite correspond rationnellement pour un moment variable en fonction du rdgime de marche à un couple moyen, c'est-h- dire à la'valeur de l'augmentation ou de la diminution de l'effort d'application, d'un dispositif de serrage pour un couple moyen de la roue de friction. Cette quantité est approximativement égale à une fraction de l'effort de serrage normal comprise entre 10 X et 30 X.Ceci veut dire que le dispositif compensateur est construit de façon qu'au moment du changement de sens de l'action du couple de la roue de friction motrice, l'effort d-'application augmente ou diminue de 10 % à 30 X, selon que le couple moteur agit dans le sens de l'ouverture ou de la fermeture des bielles. Pour assurer le fonctionnement du dispositif de serrage, on prévoit utilement un ou plusieurs cylindres de serrage dont les pistons peuvent être soumis à l'effet de la pression en sons opposés. De préférence, un tel cylindre de serrage présente un piston différentiel, l'agencement étant judicieusement tel que ce piston soit soumis à l'effet de la pression, sélectivement, sur sa face la plus grande ou sur ses deux faces. L'em ploi de ce genre de dispositifs de serrage hydrauliques entraîne une construction particuliérement simple du dispositif compensateur. Le cylindre de serrage peut alors être monté entre deux bielles, dont les articulations sont disposées de part et d'autre de l'axe du rail de roulement et dont chacune porte au moins une roue de friction.Toutefois, au lieu d'un seul cylindre de serrage, on peut prévoir aussi deux cylindres, ou bien un groupe de cylindres dont chacun exerce un effort de serrage différent. Dans ce dernier cas, on peut utiliser, pour le dispositif de serrage hydraulique, des cylindres normalisés, ce qui fournit une construction d'ensemble d'une grande simplicité. Dans une transmission du type précité, dans laquelle la roue de friction est entraînée de façon connue par un moteur hydraulique, il est recommandé de mettre en communication le dispositif de serrage avec celle des canalisations du moteur hydraulique, ou des moteurs hydrauliques qui se trouve momentanément sous pression, de telle manière que le dispositif soit soumis à l'effet de la pression de service du circuit hydraulique. On obtient ainsi un serrage de la roue de friction contre le rail avec une force qui dépend de la charge remor- quée. Il peut être judicieux, notamment lorsque l'es- pace disponible pour l'installation du dispositif est réduit, de prévoir un organe démultiplicateur de pression monté dans la conduite qui relie le dispositif à celle des canalisations hydrauliques qui se trouve momentanément sous pression, de manière à porter à une valeur supérieure la pression du circuit hydraulique des moteurs. Dans ce cas, on peut utiliser des cylindres de serrage ayant des cotes plus réduites. En outre, lorsqu'on utilise un dispositif de serrage hydraulique, il est recommandé de disposer, sur la canalisation qui aboutit à la chambre du cylindre limitée par la face du piston dont l'aire est la plus réduite, une soupape d'inversion dont la position est commandée par un signal pilote en fonction de la pression qui règne dans l'une des deux canalisations hydrauliques alimentant le moteur. L'engin de traction selon l'invention peut comporter de façon connue, deux groupes moteurs symétriques l'un de l'autre par rapport à un plan médiateur, chacun de ces groupes se composant d'un couple de bielles portant des roues de friction entraînées par des moteurs hydrauliques, ainsi que d'un dispositif hydraulique de serrage monté entre les extrémités libres de ces bielles. Les deux dispositifs de serrage sont commandés alors au moyen du dispositif compensateur décrit ci-dessus, en fonction de l'effet de serrage ou de deserrage exercé par les couples des roues de friction. Quant aux moteurs hydrauliques, il s'agit utilement de machines hydrostatiques, notamment à pistons axiaux, dont le débit d'absorption de fluide peut être modifié à l'aide d'un mécanisme de réglage, de préférence d'un cylindre de réglage également hydraulique. Pour compenser, au moins partiellement, les variations de l'effort de serrage des roues de friction dues au rendement de la transmission et à l'incidence de celui-ci sur la pression en service des circuits hydrauliques lors de la marche amont ou aval, une autre caractéristique de l'invention prévoit, dans une transmission du type considéré, un dispositif compensateur qui, en fonction de la valeur de ce rendement, augmente l'effort du cylindre de serrage pendant la marche amont et (ou) le réduit pendant la marche aval. Ce dispositif compensateur peut, en l'occurrence, se composer de deux moteurs hydrauliques présentant des débits d'absor ptiondifférents, pouvant être sélectivement accouplés à la roue motrice ou aux roues motrices, le moteur qui présente le débit le plus grand étant utilisé pour la marche amont.Lorsque la roue de friction n'est reliée un un seul moteur hydraulique, il est recommandé d'utiliser un moteur à débit variable, ce moteur étant commuté automatiquement vers la position à plus grand débit pendant la marche amont. En outre, il est judicieux de munir le moteur hydraulique d'un dispositif de réglage qui, pendant la marche amont, augmente le débit d'absorption du moteur en fonction de l'accroissement de la pression de service. Ce dispositif de reglage peut comporter un ressort qui s'oppose au ddclenchement de l'organe de réglage ou d'inversion (piston de réglage) lorsque le débit hydraulique d'absorption augmente. Cet agencement est de préférence tel aue le dispositif de réglage ne provoque l'augmentation du débit hydraulique qu'à partir d'une valeur déter- minée de la pression de service. L'augmentation du débit hydraulique entraîne, pour un même volume déplacé, une réduction de la vitesse. Pour pouvoir maintenir la même vitesse maximale pendant la marche amont, on conserve d'abord le faible débit, jusqu'à ce que la puissance du moteur diesel soit sensiblement utilisée au maximum. Lorsque la pression augmente encore, le moteur hydraulique commute vers un plus grand débit, ee qui nest plus cause d'une réduction de la vitesse, puisque, en fonction de la puissance disponible du moteur diesel, la vitesse s'adapte elle-même à la charge. Les dispositlfs visés ci-dessus peuvent être utilisés de façon particulièrement avantageuse en com- binai son avec les dispositifs décrits précédemment, bien que les deux séries de dispositifs compensateurs puissent aussi être utilisées indépendamment l'une de l'autre. Dans une installation combinée, on aura tout particulièrement intérêt à prévoir, pour l'application de la roue de friction contre le rail, un ou plusieurs cylindres de serrage hydrauliques dont le piston comporte une surface plus grande et une autre surface plus petite pouvant être mise en pression sélectivement, ces deux surfaces étant affectées à des chambres séparées du cylindre et agissant, l'une et l'autre, ans le sens du serrage. Sur son côté opposé à ces deux surfaces, le piston porte un bossage ou un piston séparé dont la surface susceptible d'être mise en pression sélectivement, est inférieure à la plus grande des deux surfaces précitées et agit, lorsqu'elle est sous pression, en sens opposé par rapport à celles-ci. En présence d'un effet de desserrent dans les descentes, les deux surfaces qui agissent dans le même sens sont soumises à la pression hydraulique, ce qui porte l'effort de serrage à son maximum. Dans le meme cas, mais en rampe, la plus grande des deux surfaces qui agissent dans le meme sens sera seule mise en pression.Enfin, en présence d'un effet de serrage renforcé et en rampe, la plus grande des deux surfaces orientées dans le même sens et la surface de piston agissant en sens opposé seront, l'une et l'autre, soumises à l'effet de la pression, ce qui réduira en conséquence l'effort de serrage de la roue contre le rail. La description qui va suivre, faite en regard des dessins annexés, donnés à titre non limitatif, permettra de mieux comprendre l'invention. La fig. l est une vue schématique en perspective représentant un chariot tracteur diesel utilisé de pré- férence sur un monorail à véhicules suspendus desservant des exploitations minières souterraines ou analogues. La fig. 2 est une vue en plan schématique du mécanisme moteur du chariot tracteur selon la fig. 1. La fig. 3 est un schéma des dispositifs et des circuits d'un exemple de réalisation de la transmission et de l'agencement de compensation correspondant au mécanisme moteur. La fig. 4 illustre, également par un schéma, un exemple de réalisation de la commande de réglage d'un moteur hydraulique isolé. La fig. 5 il lustre une variante de réalisation d'un cylindre de serrage hydraulique selon l'invention. Le chariot tracteur 10 d'un monorail à véhicules suspendus, représenté sur la fig. 1, est supporté de façon connue par des galets de roulement (non représen tés.), par l'aile inférieure ll' d'un rail en I 11. Ce chariot, à moteur de traction diesel, comporte une cabine de conduite 12 et un groupe propulseur 13 contenant, outre le moteur diesel et sa transmission, un ensemble de pompes et les organes auxiliaires. Les roues motrices du chariot tracteur se présentent comme des roues de friction qui peuvent être serrées contre l'ame verticale ll " du rail 11. La fig. 2 représente schématiquement les groupes moteurs. Le chariot comporte deux groupes moteurs A et B, de configuration identique, mais symétriques l'un de l'autre par rapport au plan médian, chacun de ces groupes comportant deux bielles 15 qui portent les roues de fricton 14, dont chacune est entraînée par un moteur hydraulique 16 particulier, monté sur la bielle correspondante. Ces bielles pivotent autour d'articulations 17. Comme le montre la fig. 2, elles se trouvent de part et d'autre de l'axe du rail il ou de l'amie verticale ll " de celui-ci à une certaine distance latérale de cette dernière En ces points, les bielles 15 peuvent être articulées sur un support 18 faisant partie du chariot et passant sous le rail. A leurs deux extrémités libres, les bielles 15 sont réunies par l'intermédiaire d'un cylindre de serrage hydraulique 19 qui, sous l'action d'une pression, applique les roues de friction 14 avec une force suffisante contre l'ami verticale 11" du rail de roulement 11.Tout le chtssis moteur des deux groupes A et B peut être suspendu aux supports 18. Sur la fig. 2, les deux directions de marche du chariot tracteur sont indiquées en I et Il. Les moteurs hydrauliques 16, qui sont des machines hydrostatiques, notamment des moteurs à pistons axiaux, peuvent inverser leur sens de marche. Selon le sens de circulation du chariot tracteur, les roues motrices de friction 14 des deux groupes moteurs A et B tournent dans l'un ou l'autre sens.Comme les axes d'articulation 17 des deux bielles 15 sont situés non pas dans l'axe du rail 11, mais de part et d'autre de celui-ci et à une certaine distance latérale, un moment apparaît sur les deux bielles 15 de chacun des groupes A et B, sous l'effet de l'effort de traction exercé par les roues de friction, dès qu'une force tangentielle prend naissance aux points de contact de ces roues avec l'âme ll" du rail. Ce moment engendré par une roue de friction a tendance soit à ouvrir la pince formée par les deux bielles 15 d'un couple de bielles, en s'opposant à l'effort de serrage du cylindre 19, ce qui a pour effet de réduire la force d'application- de la roue contre le rail, soit au contraire à fermer ladite pince des bielles 15 en augmentant l'effort d'application exerce par le cylindre de serrage hydraulique 19.A cet égard, les effets de fermeture ou d'ouverture sont intervertis lorsqu'on passe d'une marche amont à une marche aval. On peut démontrer que les effets d'ouverture et de fermeture apparaissent, pour les groupes moteurs A et B, sous l'action des moments précits,dans les conditions de marche qui suivent. Sens de marche I Sens de marche Il : Group moteurs et mode de circula-: : tion : Groupe A : Groupe B Amont Aval Amont . Aval deserrage serrage serrage desserrage . serrage deserrage deserrage serrage : La Fig. 3 représente un schéma synoptique des dispositifs d'entraînement, de commande et de compensation pour une tranmission agencée selon la fig. 2, le groupe moteur A étant seul représenté dans un but de simplification. Les deux moteurs hydrauliques 16 qui entraînent les roues de friction 14 du groupe moteur A communiquent, par leurs orifices d'admission et d'échappement, avec deux canalisations de raccordement Pl et P2 dont l'une ou l'autre, sélectivement, forme la conduite sous pression hydraulique. La canalisation Pl communique d'une part directement avec l'un des moteurs 16 et d'autre part, par l'intermédiaire d'une dérivation P', avec l'autre moteur 16, tandis que la canalisation P2 communique avec la canalisation P2' qui réunit les seconds orifices des deux moteurs 16.Lorsque la canalisation Pl est sous pression et communique avec la sortie de la pompe, le liquide hydraulique à haute pression se divise, grâceà la derivation P', en deux courants égaux dont chacun alimente l'un des deux moteurs 16. Les courants de retour sont évacués par les cana- lisations P2' et P2. Lorsque, par contre, c'est l'autre canalisation P2 qui assure l'alimentation en fluide sous pression, les conditions sont inversées en conséquence. Le cylindre de serrage hydraulique 19 comporte un piston différentiel 20 présentant une face 21 d'aire plus grande et une face 22 dont l'aire est nettement plus réduite. La chambre 23 dans laquelle la pression est appliquée sur la face la plus grande 21 communique, par une canalisation hydraulique 24, avec un distributeur à alternance 25 monte entre les deux canalisations P1 et P2. De ce fait la chambre 23 du cylindre de serrage 19 est toujours soumise à la pression régnant dans celle des deux canalisations P1 et P2 où elle est la plus for tes L'autre chambre 26 du cylindre 19 communique avec la sortie d'une soupape d'inversion 27 dont l'entrée com munique avec la canalisation 24, toujours sous pression. L'inversion de la soupape 27 est commandée par une con duite pilote 28 qui peut, par exemple, être une conduite pneumatique, bien qu'il soit parfaitement possible d'utiliser une télécommande hydraulique ou électrique. La conduite pilote 28 communique avec l'orifice de sortie d'un convertisseur hydro-pneumatique 29, lequel communique à son tour par l'intermédiaire dune canalisation 30 avec l'une des canalisations P1 alimentent les moteurs 16. En outre, le convertisseur 29 communique, par l'intermédiaire d'une conduite 31, avec une source d'air comprimé 32. La conduite 31 communique par ailleurs avec un second convertisseur hydro-pneumatique 33 dont l'orifice de sortie est relié, par l'intermédiaire d'une conduite à signaux pneumatiques 34, à un dispositif de réglage hydraulique 35 permettant de régler le débit hydraulique des deux moteurs 16. Enfin, l'orifice d'entrée du convertisseur 33 communique, par l'intermédiaire d'une canalisation pilote 36, avec la sortie d'une soupape d'inversion 37 dont l'entrée communique à son tour avec les deux canalisations de raccordement Pl et P2. La soupape d'inversion 37 commute suivant le sens de circulation I ou II du chariot tracteur, en faisant communiquer alternativement le convertisseur 33 tantôt avec la canalisation Pl, tantôt avec la canalisation P2. L'agencement est conçu de manière que la canalisation Pl soit sous pression lorsque le chariot circule vers l'aval suivant la direction I ou vers l'amont suivant la direction Il, tandis qu'au contraire c'est la canalisation P 2 qui se trouve sous pression lorsque le chariot monte suivant la direction I et descend suivant la direction II. A cet égard, on entend par "marche amont" une situation dans laquelle les moteurs fonctionnent en propulsion, tandis que la"marche aval" signifie que ces moteurs fonctionnent en pompes ou en génératrices. Dans ce cas, l'effort moteur du groupe A agit dans le sens d'une augmentation de l'effort de serrage des roues de friction, donc dans le sens d'une fermeture de la pince des bielles 15. On voit que, quelle que soit la direction de circulation et quel qu'en soit le mode, amont ou aval, la chambre 23 du cylindre de serrage 19 communique toujours avec celle des deux canalisations Pl ou P2 qui se trouve sous pression, de sorte que, pour tous les modes de fonctionnement, la plus grande face 21 du piston se trouve sollicitée par la pression. Donc, les roues motrices de friction 14 sont appliquées contre le rail avec une force qui est fonction de l'aire de la surface 21 du piston et dela valeur de la pression hydraulique. Cette force de serrage suffit à appliquer les roues contre le rail lorsque leur moment agit sur les bielles 15 de la transmission dans le sens du desserrage, en évitant le risque d'emballement. Par contre, lorsque le moment exercé par les roues agit dans le sens du serrage, (cf. le tableau ci-dessus), le convertisseur 29 reçoit, par la canalisation 30, une pression sous l'ef- fet de laquelle il envoie, par l'intermédiaire de la conduite pilote 28, un signal à la soupape d'inversion 27, qui s'inverse en faisant agir la pression hydraulique dans la chambre 26 du cylindre de serrage 19 en sens antagoniste.De cette manière, l'effort de serrage par lequel le cylindre 19 applique les deux roues motrices contre le rail ll est réduit d'une valeur qui correspond approximativement à celle de l'augmentation de l'effort de serrage due au moment qui agit dans le sens du serrage. Les dérivations désignées dans leur ensemble par 38 sur la fig. 3, qui communiquent avec les canalisations de pression et les conduites pilotes individuelles comme representé, aboutissent à l'autre groupe moteur B qui, de ce fait, est entraîné et commandé d'une manière analogue. La référence 29' désigne un distributeur qui inverse le signal de commande passant par la conduite 28 pour le groupe moteur B symétrique du prdcé- dent. La Fig. 4 montre schématiquement un seul moteur hydraulique 16 qui communique avec les canalisations PI et P2 et dont le débit hydraulique peut être réglé à l'aide du dispositif de réglage hydraulique 35. Ce dernier se compose d'un cylindre de réglage hydraulique 40 pourvu d'un piston de réglage 41 relié à un organe qui commande le volume de refoulement du moteur 16, ce plston 41 étant rappelé par un ressort 42. Pour effectuer le réglage, les raccordements avec les deux conduites d'alimentation Pl et P2 eomportent des clapets de nonretour 43. La dérivation 44 dans laquelle les clapets 43 sont montés aboutit à un distributeur 47 commandé par le convertisseur 33 (Fig.3) par l'intermédiaire de la conduite pilote pneumatique 34.Le distributeur 47 communique par son orifice d'entrée avec la canalisa tion sous pression 44, ainsi qu'avec la canalisation de retour 45, et par son orifice de sortie, par l'intermédiaire d'une canalisation 46, avec la chambre annulaire du cylindre de réglage 40, située à l'opposé de la face du piston conjuguée au ressort 42. Ce dernier est monté dan-s le cylindre sous une tension préalable telle que le réglage ne commence qu'à partir d'une certaine pression hydraulique, par exemple de 150 bars. Pour mieux adapter le dispositif à plusieurs moteurs, il est recommandé d'utiliser la partie ascendante de la courbe caractéristique du ressort, de façon à n'arriver au volume de refoulement maximal que pour une pression assez importante, de 200 bars par exemple.La pression de réglage hydraulique qui agit à l'opposé du ressort 42 n'arrive au cylindre de réglage 40 que lorsque la conduite pilote 34 transmet un signal pneumatique qui inverse la position du distributeur 47. Or, ce signal n'est émis que si le moteur correspondant 16 fonctionne en propulsion. I1 y a une propulsion lorsque le chariot tracteur tire (marche amont). Selon la direction de circulation, le côté sous pression du moteur 16 change. Lorsqu'on combine l'agencement selon la Fig. 4 avec celui selon la Fig. 3, on obtient une compensation au moins partielle des influences perturbatrices dues aux effets de serrage ou de desserrage exercée par l'effort momentané de traction, aussi bien que de celles qui agissent sur le serrage des roues de friction par suite du changement de rendement des transmissions au passage entre la marche amont et la marche aval.Alors que les premières perturbations sont, comme décrit ci-avant, éliminées grâce au réglage de la pression exercée sur les cylindres de serrage 19, les secondes sont compensées grâce à un réglage automatique du débit de refoulement hydraulique du moteur 16 qui, grâce au dispositif illustré sur la Fig. 4, augmente lorsque l'engin circule vers l'amont. Si l'on désigne par X le signal pilote transmis par la conduite 34, l'agencement selon les Fig. 3 et 4 est conçu de manière à fonctionner comme suit X I 0: Le ressort 42 maintient le moteur 16 dans une position à faible volume de refoulement, la chambre annulaire opposée du cylindre de réglage n'étant pas sous pression; cette- situation se présente dans tous les cas de marche aval. X = 1 : Le signal arrivant par la conduite 34 inverse le distributeur 47, ce qui a pour effet de faire passer le moteur 16 réglé sur un faible débit par le ressort 42 à un débit de refoulement plus grand à mesure que la pression s'élève dans la canalisation d'alimentation PI ou P2 (situation qui se produit toujours dans le cas de marche amont). Si l'on désigne par Y le signal pilote transmis par la conduite 28, on obtient Y = O : Le cylindre de serrage exerce son effort maximal (situation qui se présente toutes les fois que le moment agit dans le sens du desserrage). Y = 1 : Le cylindre de serrage exerce une force réduite (situation qui se présente toutes les fois que le moment agit dans le sens du serrage). Dans le détail, l'agencement de la transmission et de sa commande selon les Fig.3 et 4 a une configuration telle que les conditions de circulation suivantes rognent pour les groupes moteurs A et B Groupe A Groupe B amont aval amont aval Sens de circulation T X=1 X=0 X=1 X=0 Y=0 Y=1 Y=1 Y=0 Sens de circulation II X=1 X=0 X=1 X=0 Y=1 Y=0 Y=0 Y=1 La Fig. 5 montre une variante de réalisation dans laquelle les deux influences perturbatrices citées sont éliminées directement au moins en partie, en appliquant une pression appropriés au cylindre de serrage des roues de friction.Le cylindre de serrage 100 comprend un piston différentiel 101 comportant une surface annulaire 102 et une autre surface annulaire 103 dont l'aire est plus petite. Les deux surfaces agissent dans le même sens, à savoir celui d'un serrage de la roue motrice. La surface 102 du piston est constamment soumise à la pression de travail régnant dans la canalisation sous pression alimentant le moteur 16, elle correspond, par sa fonction, à la surface 21 du piston illustré sur la Fig.3. Quant à la surface 103, elle est soumise à la pression pour X=O et déchargée pour X=1. Donc, en présence d'un effet de desserrage, ainsi que pendant la marche aval, les deux surfaces 102 et 103 sont toujours sous pression. Sur la face opposée repose un petit piston 104 qui peut aussi être solidaire du piston 101 et dont la surface 105 peut être soumise à l'effet de la pression agissant en sens opposé aux surfaces 102 et 103. La mise en pression simultanée des surfaces 105 et 102 ne se produit aue si l'effet du moment augmente le serrage et si le chariot circule vers l'amont. La commande d'admission de la pression sur les surfaces 103 et- 105 s'effectue par les distributeurs 47 et 27, comme décrit en regard de la Fig.3. Donc, dans l'exemple de réalisation selon la Fig.5, le cylindre de serrage 100 est conçu, selon l'invention, de manière à pouvoir tenir compte des deux signaux correcteurs X et Y. Dans ce cas, le moteur hydraulique n'est pas obligatoirement réglable en volume. On peut, au contraire, utiliser un moteur simple à faible encombrement et à volume de refoulement constant. Des modifications peuvent être apportées aux modes de réalisation décrits, dans le domaine des equivalences techniques, sans s'écarter de linvention. REVENDICATIONS 1.- Transmission pour engin tracteur, de préférence diesel-hydraulique, à propulsion, par roues de friction se présentant sous la forme dtun chariot de traction, d'un wagonnet tracteur ou d'un engin analogue et comportant une ou plusieurs roues motrices de friction montées sur des bielles pouvant pivoter autour d'articulations latéralement décalées par rapport au rail de roulement, pour serrer avec une force variable les roues de friction contre le rail au moyen d'un dispositif de serrage, caractérisée par la présence d'un dispositif compensateur qui réduit l'effort de serrage exercé par le dispositif de serrage (19,100) sur la roue motrice de friction lorsque l'effort moteur du qroupe moteur (A,B) produit sur la bielle (15) un effet tendant à augmenter le serrage tout en augmentant cet effort de serrage lorsque l'effort moteur du groupe tend à desserrer la bielle (15). 2.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce que le dispositif de serrage se compose d'un ou plusieurs cylindres de serrage hydrauliques (19) dont les pistons présentent des surfaces d'aires inégales (21,22) pouvant être mises sous pression en sens opposés. 3.- Transmission suivant la revendication 2, caractérisée en ce que le cylindre de serrage hydraulique (19) comporte un piston différentiel (20) pouvant être mis sous pression sélectivement soit sur sa face présentant l'aire la plus grande, soit sur ses deux faces. 4.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce aue le dispositif de serrage (19) se compose de deux cylindres ou groupes de cylindres de serrage exerçant des efforts différents. 5.- Transmission suivant l'une quelconque des revendications 1 à 4, dans laquelle la roue motrice de friction est entrainée par un moteur hydraulique, caractérisée en ce eue le dispositif hydraulique de serrage (19,100) communique toujours avec celle des deux canalisations (P1, P2) qui se trouve momentanément en pression. 6.- Transmission suivant la revendication 5, caractérisée en ce que le dispositif compensateur présente un démultiplicateur de pression monté dans la canalisation (24) qui relie le dispositif de serrage hydraulique (19,100) à celle des deux canalisations d'alimentation (P1, P2) qui se trouve momentanément en pression. 7.- Transmission suivant l'une quelconque des revendications 2 à 6, caractérisée en ce que la canalisation alimentant la chambre (26) du cylindre de serrage (19) par laquelle la surface de piston présentant l'aire la plus petite (22) est mise en pression porte une soupape d'inversion (27) qui change de position sous l'effet d'un signal pilote fonction de la pression régnant dans l'une des deux canalisations hydrauliques (P1, P2) alimentant le moteur hydraulique (16). 8. Transmission pour engin tracteur, de préférence diesel-hydraulique, à propulsion par roues de friction se présentant sous la forme d'un chariot de traction, d'un wagonnet tracteur ou d'un engin analogue comportant une ou plusieurs roues motrices pouvant être entraînées, notamment par l'intermédiaire d'une démultiplication, par un moteur hydraulique et serrées contre le rail de roulement par un ou plusieurs cylindres de serrage, la chambre sous pression de chacun de ces cylindres communiquant avec le côté en pression du moteur hydraulique correspondant clractérisée par la présence d'un dispositif compensateur qui augmente l'effort de serrage du cylindre de serrage (19,100) en fonction du rendement du groupe moteur (A,B) lors de la circulation aval et (ou) qui réduit cet effort lors de la circulation amont. 9.- Transmission suivant la revendica4ion 8, caractérisée en ce que le dispositif compensateur est constitué par deux moteurs hydrauliques (16) ayant des volumes d'absorption différents, qui doivent être reliés sélectivement à la roue ou aux roues motrices qu'ils entrainent, le moteur qui a le plus grand débit hydraulique ci'absorption étant prévu pour la circulation amont. 1U.- Transmission suivant la revendication b, caractérisée en ce qutun moteur hydraulique (16) a un débit d'absorption réglable, ce moteur étant placé automatiquement dans la position de débit supérieur lorsque l'engin circule vers l'amont. 11.- Transmission suivant la revendication 10, caractérisée en ce qu'un dispositif de réglage (35) est affecté au moteur hydraulique (16) pour augmenter le volume d'absorption de ce moteur pendant la circulation amont en fonction de la pression croissante du fluide hydraulique. 12.- Transmission suivant la revendication 11, caractérisée en ce qu'un ressort (42) affecté au dispositif de réglage (35), s'oppose au déplacement de ltorgane de réglage (41) lorsque le volume d'absorption augmente. 13. Transmission suivant la revendication 11 ou 12, caractérisée en ce que le dispositif de réglage (35) ne fait augmenter le volume d'absorption ou débit hydraulique du moteur qu'à partir d'une certaine pression de fluide. 14. Transmission suivant la revendication 8, caractérisée en ce que le dispositif compensateur compor- te un démultiplicateur de pression intercalé dans la canalisation (24) qui relie le cylindre de serrage (19) à celle des deux canalisations d'alimentation (P1,P2) qui se trouve momentanément sous pression. 15.- Transmission suivant la revendication 8 caractérisée en ce que le dispositif compensateur est obtenu en prévoyant, dans un ou plusieurs cylindres de serrage, un piston comportant des surfaces d'aires inégales, pouvant être mises sous pression en sensopposés. 16.- Transmission suivant la revendication 8, caractérisée en ce que le dispositif compensateur est obtenu en munissant le cylindre de serrage d'un piston différentiel pouvant être soumis à l'effet de la pression soit sur la plus grande de ses deux surfaces seulement, soit sur ses deux surfaces en même tempos. 17.- Transmission suivant la revendication 8, caractérisée en ce que le dispositif compensateur est obtenu en prévoyant deux cylindres ou groupes de cylindres de serrage exerçant des efforts de serrage différents. 18.- Transmission suivant l'une quelconque des revendications 1 à 7, caractérisée en ce que son dispositif compensateur réagissant à l'effet d'augmenta- tion et (ou) de diminution du serrage provoqué par l'effort moteur est combiné avec le dispositif conpensateur suivant l'une quelconque des revendications 8 a 14, lequel réagit au rendement de la transmission. 19.- Transmission suivant la revendication 15, caractérisée en ce qu'elle comporte un ou plusieurs cylindres de serrage (100) dont le piston (101) présente une surface plus grande (102) et une seconde surface plus petite, (103), cette dernière pouvant être mise sous pression de façon sélective, ces deux s axes (102, 103) limitant des chambres de pression différentes du cylindre tout en agissant l'un et l'antre dans le sens du serrage de la roue de friction notrice (14), tandis que la face du piston (101) situe a des surfaces précitées (1C2, 103) porte mn piston séparé ou un bossage dont la surface (105) susceptible d'être mise sélectivement sous pression agit en sens opposé des deux surfaces précitées (102, 103), son aire étant inférieure à celle de la plus grande (102) des surfaces.