FR 2764664 A1 19981218 FR 9806463 A 19980522 L'invention concerne un procédé pour commander un système de transmission de couple, relié fonctionnel- lement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et en liaison d'entral- nement, par l'intermédiaire d'un arbre de sortie, avec un changement de vitesse automatique, système de transmis- sion qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction disposé en parallèle avec lui, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par lui, sont modifiables de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul. L'invention concerne en outre un embrayage de S15coupure ou de pontage (de dérivation) pour le convertisseur de couple d'un tel système de transmission de couple, le convertisseur possédant une roue de pompe, une roue de turbine, une roue directrice et un couvercle de convertisseur centré sur l'axe de rotation, solidarisé en rotation avec la roue de pompe et entourant l.a roue de turbine, un piston annulaire central, disposé entre le couvercle de convertisseur et la roue de turbine et pourvu radialement à l'extérieur d'une surface conique d'embrayage a friction, ainsi que d'un moyeu d'étanchéité reçu radialement à l'intérieur sur un contre-moyeu d'étanchéité solidarisé en rotation avec la roue de turbine. On connait des procédés pour commander des sys- tèmes de transmission de couples selon lesquels on ajuste, par un réglage contrôlé de la pression différentielle entre les chambres de pression d'un embrayage à friction disposé en parallèle avec le convertisseur et formant une dérivation ou pontage de celui-ci, le couple à transmettre par cet embrayage. C'est ainsi que le document DE-OS 31 30 871 dé- crit, en combinaison avec un système de transmission de couple du type indiqué plus haut, un procédé de régula- tion selon lequel on mesure les valeurs de glissement ap- paraissant entre l'entrainement et la sortie, on les com- pare avec des valeurs de consigne préfixées pour le glis- sement et on assure une régulation qui annule les dif- férences éventuellement constatées. Pour cette dernière opération, on change la différence entre les applications de pression d'un fluide aux deux chambres de pression d'un embrayage à friction. Il s'agit donc d'un procédé de régulation basé sur la régulation classique du glisse- ment. Par le brevet des E.U.A. 5 029 087, on connaît également déjà un procédé de régulation pour convertis- seurs comprenant un embrayage à friction monté en paral- lèle, selon lequel on mesure le glissement ou patinage sur l'embrayage, on le compare à des valeurs de consigne préfixées pour le glissement et on change la pression différentielle entre les deux chambres de pression de l'embrayage à friction en fonction de déviations constatées. Ici également, il s'agit donc d'une régulation de glissement typique dans laquelle on effectue une régulation pour annuler les déviations mesurées par rapport aux valeurs de glissement préfixées. Par le brevet des E.U.A. 4 577 737, on connaît un procédé pour influencer un système de transmission de couple, du type indiqué au début, selon lequel on mesure directement la transmission d'un couple par un convertis- seur hydrodynamique au moyen d'un capteur de couple et on fixe la transmission d'un couple d'après l'état de fonctionnement de l'équipement moteur. Le couplage établi par l'embrayage à friction, formant un pontage du conver- tisseur, est régulé dans ce cas de manière que la trans- mission de couple requise soit garantie. Avec ce procédé de commande, le couple transmis par le convertisseur, comme le glissement qui s'établit, ne peut, par la force des choses, être mesuré et influencé qu'après qu'il s'est établi. Dans cette mesure, il s'agit dans ce cas également d'un concept de régula- tion apparenté à une régulation du glissement, bien que l'on utilise ici le couple à transmettre par le conver- tisseur. De tels systèmes pour influencer de façon contrôlée le couple transmis par l'embrayage à friction d'un système de transmission du type mentionné au début, ne se sont pas avérés convenir dans la pratique ou, tout au moins, pas de manière entièrement satisfaisante. C'est ainsi que, dans le cas d'une régulation de glissement, en raison de la nature même du système, des réactions à des changements de glissement sont seule- ment possibles lorsqu'ils sont mesurés, donc quand ils existent déjà. Surtout dans les processus dynamiques, cette réalité renferme plusieurs inconvénients à com- battre par des mesures qui s'opposent entre elles. Par exemple, une réduction du couple fourni par l'équipement moteur produit une diminution du glissement dans le système de transmission. Afin d'éviter alors le collage ou adhérence des surfaces de friction de l'embrayage l'une à l'autre et, par suite, la libre transmission des fluctuations du couple fourni par l'équipement moteur à la partie restante de la chaîne cinématique, le couple transmis par l'embrayage à friction doit être réduit. Or, la dynamique d'une régulation est limitée dans la pratique par des temps de retard et des temps morts imposés par le système, de sorte qu'une vitesse de glissement minimale est nécessaire; l'expérience montre que cette vitesse ne peut pas être inférieure à 50 tr/min. Il existe en outre des situations de marche dans lesquelles une conception de régulateur optimisée dans le temps est gênante. En raison de la distribution des masses tournantes dans le véhicule, la vitesse de rotation à l'entrée du changement de vitesse à plusieurs rapports étagés (vitesses) ou à variation continue, et par suite aussi à la sortie du système de transmission de couple, est abaissée à l'enclenchement d'un rapport supérieur, ou S lors d'un changement du rapport de transmission, tandis que la vitesse de rotation à la sortie du changement de vitesse reste relativement constante. A l'abaissement de la vitesse de sortie du système de transmission de couple, est liée une augmentation du glissement, demandant à son tour, en raison du comportement du convertisseur hydrodynamique, un couple accru à l'entrée de ce système de transmission. Cependant, à ce moment, l'équipement moteur ne met pas à disposition ce couple accru. Il s'ensuit que l'équipement moteur est freiné et qu un glissement à un niveau plus bas s'établit automatiquement lorsque l'application de force(s) à l'embrayage à friction est maintenue constante pendant le passage à un rapport supérieur ou pendant le changement du rapport de transmission. Or, un régulateur conçu pour agir de façon optimale dans le temps, tentera de s'opposer à l'augmentation du glissement en augmentant i application de force(s) à l'embrayage à friction, ce cui conduit à la fin du changement: de rapport de transmission à un collage de l'embrayage et par suite au transfert à la partie restante de la transmission du couple irrégulier fourni par l'équipement moteur. Enfin, par le brevet DE 37 12 223, on connaît également déjà un procédé de commande pour un système de transmission de couple, du type mentionné précédemment, selon lequel, dans une plage de vitesse prédéterminée du véhicule, la force d'enclenchement de l'embrayage est ré- glée, en fonction du degré d'ouverture du papillon des gaz, de manière qu'un glissement puisse s'établir entre l'entraînement et la sortie. Contrairement à la régula- tion de glissement évoquée précédemment, il s'agit ici d'une commande qui, avec anticipation et en fonction du degré d'ouverture du papillon, ajuste l'application d'une force à l'embrayage à friction avec laquelle le glisse- ment entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couples s'établit en fonction de cette application de force. Un aspect insatisfaisant de cette commande est toutefois que le couple transmis par l'embrayage à fric- tion dépend non seulement de la force d'enclenchement de l'embrayage, mais aussi du coefficient de frottement de la garniture de friction, coefficient qui est lui-même soumis à de fortes fluctuations, comme on le sait, en fonction de la température, de la vitesse de glissement, du comportement de l'huile employée et d'autres in- fluences. Cela signifie que cette variante de commande nécessite aussi le respect d'une vitesse (de rotation) minimale de glissement afin de garantir également lors de fluctuations dans le comportement du système, une vitesse de glissement suffisamment élevée pour l'isolement des vibrations. Tous les systèmes connus jusqu'à présent ont l'inconvénient de seulement fonctionner avec des vitesses minimales de glissement relativement grandes, de plus de tr/min. Le résultat en est, d'une part, que l'on obtient pratiquement pas de diminution de la consommation de carburant comparativement au convertisseur non ponté, d'autre part que les dissipations de puissance paraissant au niveau de l'embrayage à friction deviennent difficilement maîtrisables. L'invention a donc notamment pour but de créer un procédé perfectionné pour commander un système de transmission de couple qui autorise l'établissement de vitesses de glissement nettement inférieures à 50 tr/min dans toutes les situations de marche d'un véhicule équipé d'un convertisseur de couple suivi d'une transmission au- tomatique. Des embrayages à friction pour le pontage du convertisseur hydrodynamique de couple de tels systèmes de transmission de couple sont également connus généra- iement. Dans le cas des embrayages de coupure ou de montage à surfaces de friction planes, le rayon de friction dépend de la pression appliquée et, compte tenu de la faible rigidité, une distribution uniforme de la pression sur toute la garniture de friction n'est pas garantie. Ceci conduit à une surchauffe partielle de la garniture dans les embrayages en état de glissement et par suite à la destruction de la garniture ainsi qu'à l'altération de l'huile ou fluide de transmission automatique (ATF pour "Automatic Transmission Fluid") se trouvant dans la zone concernée. De plus, le couple transmissible par l'em- brayage dépend directement du rayon de friction, ce qui exige un encombrement minimal dans le sens radial compte tenu de la pression d'huile disponible dans la transmis- sion automatique. Un embrayage de coupure de convertisseur du type décrit dans ce qui précède, nécessite cependant un plus grand encombrement axial, dont on ne dispose pas dans de nombreuses transmissions de véhicules, surtout lorsque des moyens élastiques d'amortissement doivent être agencés sur un grand rayon dans l'ensemble amortis- seur à piston. Ces moyens mécaniques d'amortissement sont nécessaires afin de garantir également dans les régimes de très grande excitation de vibrations de l'équipement moteur un isolement optimal des vibrations, même sous de faibles vitesses de glissement. Partant de cet état de la technique, l'inven- tion vise également à créer un embrayage de coupure per- fectionné du type et pour l'application mentionnés dans ce qui précède. Selon l'invention, un procédé de commande comme défini est essentiellement caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du couple de l'équipement moteur, on calcule la force à appliquer à l'embrayage à friction pour obtenir la transmission du couple prédéterminé par cet embrayage et on règle cette application de force de façon adaptative, un glissement minimal entre l'entrainement et la sortie du système de transmission s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du couple calculé à transmettre par l'embrayage et des déviations par rapport à l'état idéal étant compensées à iO0 long terme par des corrections. Le réglage adaptatif du couple devient possible par la comparaison du couple prédéterminé à transmettre par l'embrayage avec le couple effectivement transmis par lui. Ce couple effectivement transmis peut être déterminé à partir de la différence entre le couple fourni par le moteur et le couple transmis par le convertisseur Ce dernier peut être déterminé à partir de la vitesse de ro- tation à l'entrée et de la vitesse de rotation à la sor- tie (directe) du convertisseur. La vitesse de sortie du convertisseur peut cependant être calculée aussi. à partir de la vitesse de sortie du changement de vitesse et du rapport de transmission de celui-ci. Dans ce but, le dia- graune caractéristique du convertisseur peut être mérno- risé dans le calculateur. Le couple à transmettre par l'embrayage est fixé au moins dans un rapport avec le couple moteur, rap- port qui est défini au moins par un facteur de répar- tition de couple kme qui est déterminé en fonction d'au moins l'une des conditions ou critères de fonctionnement suivants: niveau de bruit admissible (acoustique dans le véhicule) sollicitation thermique du convertisseur de couple et/ou de l'embrayage de coupure effort de traction ou accélération du véhicule comportement du véhicule vis-à-vis des alternances de charges ou confort du véhicule consommation de carburant Les conditions ou critères cités ci-dessus, utilisables pour déterminer le facteur kme, sont en partie contradictoires, c'est-à-dire qu'ils varient en sens contraire par rapport à ce facteur, raison pour laquelle, lorsqu'il est tenu compte de plusieurs de ces critères, il s'agit d'établir leur ordre de priorite. C'est ainsi, par exemple, que l'acoustique ne peut pas être améliorée à volonté en choisissant un très petit facteur kme parce que cela pourrait entraîner une sollicitation thermique excessivement élevée du convertisseur en raison de l'important glissement dans l'embrayage de coupure. Il existe aussi des conditions limites qu'il ne faut pas dépasser vers le bas ou vers le haut. Il reste cependant une certaine possibilité de variation du facteur kme du côté positif de ces conditions limites, étant entendu que ce facteur peut rester constant ou qu'il peut être varié en fonction des conditions de fonctionnement en présence. Cette variation peut s'effectuer par paliers ou en continu entre les valeurs limites. Il est avantageux que le facteur kme soit compris entre 0,4 et 1,1 et il peut convenir particulièrement qu'il soit compris entre 0,7 et 0,95. En beaucoup de régimes au moins d'un moteur à combustion interne, de préférence dans le régime inférieur et éventuellement aussi dans le régime supérieur, le facteur kmne peut être choisi de manière que l'embrayage de coupure transmette tout le couple net délivré par le mo- teur. En procédant de la sorte, il convient que l'em- brayage de coupure comporte un amortisseur conçu pour le régime de charge partielle. Un tel amortisseur possède donc un couple de pontage ou couple de butée plus petit que le couple net délivré par le moteur à combustion interne. Ce couple de butée peut être de l'ordre de 30 à % du couple net fourni par le moteur à combustion interne. La prévision d'un tel amortisseur de vibrations permet de contrer en partie au moins les problèmes acoustiques créés dans le régime inférieur d'un moteur à combustion interne si le facteur kme est relativement grand. Ainsi qu'il ressort de la description qui précède, ce facteur, qui peut varier, comme déjà mentionné, et être calculé en fonction de variables ou grandeurs de fonctionnement à l'aide d'une relation mathématique, ou alors être stocké dans un calculateur ou un processeur, de préférence sous la forme d'un diagramme caractéristique ou d'une mappe, est une caractéristique importante pour la conception du véhicule. La différence essentielle entre les régulations de glissement connues d'embrayages de coupure de conver- tisseurs et la commande selon l'invention du couple est que, dans le premier cas, le glissement lui-même est la grandeur réglante, tandis que, dans la commande du couple selon l'invention, la grandeur de commande ou réglante est un couple ou une grandeur représentant ce couple, coimne par exemple une pression ou une force appliquée à l'embrayage de pontage. Dans l'adaptation selon l'invention de la grandeur ou variable réglante représen- tant le couple à transmettre, cette variable est corrigée pratiquement comme dans un système de surveillance d'une grandeur perturbatrice. Cela signifie par conséquent que la déviation du couple effectivement transmis par rapport au couple à transmettre est calculée par ie biais d'un modèle et qu'une correction peut être opérée ensuite en conséquence. Cette correction peut porter par exemple sur une fraction PID (proportionnelle, intégrée, différen- tielle) ou seulement sur une fraction I (intégrée), par addition par exemple. Une correction adéquate peut cependant s'effectuer aussi à l'aide d'un facteur multi- plicatif et il peut être avantageux également d'opérer une correction à la fois par une fraction ou un facteur multiplicatif et par une fraction ou un facteur additif. L'invention concerne essentiellement la répar- tition du couple d'entrée en une fraction hydraulique à transmettre par le convertisseur et une fraction méca- nique à transmettre par l'embrayage à friction. Pour com- mander cette répartition de façon continue, on applique à l'embrayage de pontage une force variable ajustée par une commande intelligente, de manière qu'on obtienne, pour chaque situation de marche instantanée correspondante, une répartition ou division optimale du couple d'entrée en un couple transmis par le convertisseur et un couple de dérivation ou de pontage transmis par l'embrayage à friction. Le procédé de commande selon l'invention est remarquable en ce que, dans tous les régimes, on peut rouler avec un embrayage à friction patinant ou à l'état de glissement et que cet embrayage est commandé non pas en fonction du glissement, mais en fonction du couple Le glissement s'établit alors de lui-même et, pour corriger le couple transmis, une lente régulation ou adaptation de glissement est subordonnée. Lors de changements de rap- ports de transmission, l'embrayage à friction, foLrmant un pontage du convertisseur, n'est pas ouvert, mais continue à être commandé en fonction du couple. Une caractéris- tique de frottement montante aide à réaliser la commande du couple, le coefficient de frottement s'élevant avanta- geusement à mesure. que le glissement augmente et le coef- ficient de frottement par adhérence devant être plus pe- tit que le coefficient de frottement de glissement. Dans le cadre d'un perfectionnement du procédé de l'invention, il convient de déterminer le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du couple de l'équipement moteur selon l'équation de couple lemb = kme X kcor x (Méqm + Mcormot) + Mcorem o Memb - couple transmis par l'embrayage à friction kme - facteur de répartition de couple (O erreurs entrant comme des grandeurs multi- plicatives Mcormot - couple correcteur pour compenser des er- iO reurs entrant comme des grandeurs addi- tives au couple moteur Mcorm - couple correcteur pour compenser des er- reurs entrant comme des grandeurs addi- tives au couple transmis par embrayage un glissement minimal entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant auto- matiquement en fonction de la grandeur du facteur de ré- partition de couple kme, lequel est constant sur toute la plage de fonctionnement de la chaîne cinématique ou transmission dans son ensemble, et des déviations par rapport à l'état idéal étant compensees à long terme par le facteur de correction kcor et les couples correcteurs Mcornmot et Mcorem- Avec ce perfectionnement du procédé de commande selon l'invention, on obtient une valeur de glissement, pour l'embrayage à friction formant un pontage du conver- tisseur, qui peut être maintenue faible par la fixation préalable des facteurs kme et kcor. A certains régimes, par exemple à basse vitesse de rotation et charge élevée (o beaucoup de moteurs à combustion interne présentent une faiblesse de couple), les facteurs sont à choisir de manière que le couple à transmettre par l'embrayage soit, autant que possible, si faible qu'une vitesse différentielle plus élevée s'établisse. Surtout en coopération avec un convertisseur "mou et une forte conversion, on obtient alors un accroissement du couple de sortie dans les régimes particulièrement importants, ce qui simule un couple plus élevé de l'équipement moteur. Le procédé de commande selon l'inventipn est donc remarquable par un bon isolement des vibrations sous un faible glissement, de meilleures réactions dans l'ensemble de la transmission lors d'opérations de changement de rapport de transmission et d'alternances de charges, ainsi que par de plus grandes réserves d'accélération, mais il permet aussi de fabriquer des convertisseurs de couple plus petits et/ou plus plats, ce qui est important sur les véhicules automobiles à traction avant et moteurs montés transversalement. Enfin, !5 on obtient un avantage d'utilisation qui n'est pas à sousestimer puisque, avec le procédé selon l'invention, le convertisseur est shunté ou ponté par l'embrayage à friction dans tous les rapports de vitesses. Pour ce qui concerne le facteur de répartition de couple kme de l'équation de couple indiquée précédemment, il peut s'agir d'une valeur dépendant de la vitesse de rotation à la sortie, de la vitesse de l'équipement moteur seule, à la fois de la vitesse et du couple de l'équipement moteur ou aussi d'une valeur dépendant à la fois de la vitesse de sortie et du couple de cet équipement. La vitesse de rotation de la machine de propulsion est donc également un indicateur important pour le facteur kme, soit seule, soit en combinaison avec le couple délivré par l'équipement moteur. Pour la construction et le fonctionnement du système de transmission de couple, ou pour la mise en oeuvre du procédé, il convient que l'embrayage à friction soit manoeuvrable par un fluide de pression et qu'il soit conçu de manière que deux chambres de pression séparées soit formées respectivement entre l'embrayage et le cou- vercle de convertisseur et entre l'embrayage et la partie restante du carter du convertisseur, et qu'une pression différentielle existant entre ces chambres détermine le couple transmis par l'embrayage. Selon un autre perfectionnement adéquat de li'invention, s'il s'agit d'un système de transmission combiné à un moteur à combustion interne en tant qu'équi- pement moteur, son état de fonctionnement peut être dé- terminé d'après la vitesse de rotation du moteur et la position angulaire du papillon des gaz, d'après la vi- i0 tesse du moteur et la dépression dans le collecteur d'ad- mission ou d'après la vitesse du moteur et le temps d'in- jection. Pour ces différentes alternatives, la vitesse du moteur sert toujours comme indicateur pour le régime en combinaison avec une autre grandeur, telle que la posi- tion angulaire du papillon, la dépression dans le collec- teur'd'admission ou le temps d'injection. En raison du comportement dynamique de systèmes hydrauliques et mécaniques, une élévation trop rapide de la valeur d'un paramètre influençant la répartition du couole à transmettre par le système de transmission de couple, entre le convertisseur et l'embrayage à friction, peut exciter des vibrations de diverses fréquences par suite d'une secousse trop forte ou d'un collage de l'em- brayage. Dans le but d'éviter de telles excitations de vibrations, un perfectionnement adéquat de l'invention prévoit que le réglage d'une valeur recalculée - qui diffère de la valeur utilisée jusqu'à ce moment d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à fric- tion, de préférence de la pression différentielle, s'ef- fectue avec du retard selon une fonction dépendante du temps. Cependant, le réglage d'une valeur recalculée et différente de celle qui précède d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre ie convertisseur et l'embrayage, peut s'effectuer également avec du retard selon une fonction qui dépend de la vitesse (de rotation) différentielle entre l'entraine- ment et la sortie du système de transmission de couple. De même, le réglage d'une telle valeur peut s'effectuer selon une fonction dépendant du gradient de la vitesse du moteur. En cas d'utilisation d'un embrayage à friction manoevrable par fluide de pression, la pression différen- tielle désirée sur cet embrayage peut être régulée, conformément à un autre perfectionnement de l'invention, à l'aide d'un régulateur proportionnel et par intégration (PI) ou d'un régulateur proportionnel, par intégration et par différentiation (PID), le système asservi entre la i5 pression différentielle nécessaire sur l'embrayage à friction pour obtenir la transmission par celui-ci d'un couple déterminé, et la pression différentielle qui s'établit, ne pouvant pas être décrit analytiquement de façon univoque. Il est cependant possible aussi d'établir la pression différentielle désirée sur l'embrayage par le prélèvement, sur une caractéristique, d'un signal proportionnel à la pression, tel qu'un courant de soupape, et par l'ajustement de ce signal, auquel cas la compensation de déviations se produisant entre la pression de consigne et la pression réelle s'effectue au moyen d'une rétroaction de la fraction intégrée. Il est toutefois possible aussi, en variante, d'établir la pression différentielle désirée sur l'embrayage par le calcul d'un signal proportionnel à la pression différentielle désirée, tel qu'un rapport de courants ou un rapport cyclique, et par un réglage à l'aide d'un régulateur proportionnel et par integration-intégration (PI- I) ou d'un régulateur proportionnel, par intégration et par différentiation (PID). Une autre variante importante du procédé pré- voit la constatation de déviations du couple effective- ment transmis par l'embrayage, par rapport au couple dé- siré, par la mesure du glissement s'établissant entre en- traînement et sortie du système de transmission de couple, et la comparaison de ce glissement avec des valeurs de consigne. De telles déviations peuvent toutefois être constatées aussi, selon un autre perfectionnement, par le calcul du couple transmis par le i0 convertisseur d'après sa caractéristique et par le contrôle, au moyen du résultat ainsi obtenu, de la répartition effective du couple entre le convertisseur et l'embrayage. Enfin, des déviations du couple effectivement transmis par l'embrayage par rapport au couple désiré, peuvent aussi être ramenées à des erreurs entrant comme des grandeurs multiplicatives, des erreurs entrant comme des grandeurs additives au couple moteur, des erreurs entrant comme des grandeurs additives au couple transmis par l'embrayage,des erreurs entrant comme des grandeurs multiplicatives et additives au couple moteur, des erreurs entrant comme des grandeurs multiplicatives et additives au couple transmis par l'em- brayage ou encore des erreurs entrant comme des grandeurs multiplicatives et additives à la fois au couple moteur et au couple transmis par l'embrayage, et de telles er- reurs peuvent être compensées par une constante de temps de plusieurs secondes afin d'obtenir seulement un carac- tère adaptatif de la commande. Encore une autre variante du procédé est carac- térisé en ce que, à la signalisation d'un désir d'accé- lération de la part du conducteur, on augmente le glisse- ment dans le système de transmission de couple au moyen d'une réduction du facteur kme, de sorte que l'accroissement de couple ainsi offert par le convertisseur est utilisable en tant que réserve de couple supplémentaire. Enfin, selon encore une autre variante du pro- cédé, le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé à tous les rapports étagés ou vitesses du changement de vitesse par l'embrayage à fric- tion, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir'-le convertisseur en vue de l'obtention d'une haute vitesse de rotation de blocage et d'une large plage de conversion. De cette i0 manière, la réserve de couple disponible peut être agrandie sensiblement en combinaison avec une augmentation contrôlée du glissement dans le système de transmission de couple. Une autre variante du procédé est caractérisé i5 en ce que le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé à tous les rapports de transmis- sion du changement de vitesse (à variation continue) par embrayage à friction, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à L'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une haute vitesse de rotation de blocage et d'une Large plage de conversion. Pour ce qui concerne la création d'un embrayage de coupure ou de pontage perfectionné, l'invention ap- porte le résultat recherché par un embrayage manoeuvrable par fluide de pression, comprenant une roue de pompe, une roue de turbine, une roue directrice et un couvercle de convertisseur centré par rapport à l'axe de rotation, so- lidarisé en rotation avec la roue de pompe en entourant la roue de turbine, embrayage dans lequel un piston annu- laire, disposé de façon centrée entre le couvercle de convertisseur et la roue de turbine, est réalisé radiale- ment à l'extérieur comme un disque conique de friction de l'embrayage, ainsi que cela est décrit plus en détail dans ce qui va suivre. Radialement à l'intérieur, le piston annulaire peut comporter un moyeu d'étanchéité reçu sur un contre-moyeu d'étanchéité solidarisé en rotation avec la roue de turbine. Un autre concept fondamental de l'invention se rapporte à un procédé pour commander un système de trans- mission de couple, relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combus- tion interne, et qui est en liaison d'entrainement, par l'intermédiaire d'un arbre de sortie, avec un changement i0 de vitesse automatique, système de transmission qui pos- sède un convertisseur hydraulique de couple et un em- brayage à friction disposé en parallèle avec lui et ma- noeuvrable par fluide de pression, embrayage qui comporte deux chambres de pression agencées entre une roue de tur- bine du convertisseur et un couvercle de convertisseur et conformées de manière qu'une pression différentielle existant entre ces deux chambres détermine le couple transmissible par l'embrayage à friction, le système de transmission de couple étant muni en outre d'un système capteur, d'une unité centrale de calcul et d'un système hydraulique capable de produire, en coopération avec L'unité de calcul, un changement contrôle de la pression différentelle entre les deux chambres et, partant, du couple transmissible par l'embrayage. Des procédés pour commander des systèmes de transmission de couple et faisant appel à un réglage contrôlé de la pression différentielle entre les chambres de pression d'un embrayage à friction monté en parallèle avec un convertisseur et constituant un pontage de celui- ci, afin de régler le couple à transmettre par cet em- brayage, sont en eux-mêmes connus. C'est ainsi que le document DE-OS 31 30 871 dé- crit, en liaison avec un système de transmission de couple du type indiqué précédemment, un procédé de régu- lation selon lequel les valeurs de glissement apparais- sant entre entrainement et sortie sont mesurées, comparées avec des valeurs de consigne préfixées pour le glissement et des différences éventuellement constatées sont annulées par une régulation adéquate. Pour cette dernière opération, on varie la différence entre les pressions appliquées par un fluide aux deux chambres de pression d'un embrayage à friction. Il s'agit par conséquent d'un procédé de régulation basé sur la régulation de glissement classique. Par le brevet des E.U.A. 5 029 087, on connaît également un procédé de régulation pour des convertis- seurs avec un embrayage à friction monté en parallèle, selon lequel on mesure le glissement sur l'embrayage, on le compare avec des valeurs de glissement de consigne préfixées et, en fonction de déviations constatées, on change la pression différentielle entre les deux chambres de pression de l'embrayage. Il s'agit donc ici également d'une régulation de glissement typique par laquelle des déviations constatées par rapport aux valeurs préfixées pour le glissement sont annulées par une régulation adé- quate. Enfin, par le brevet des E.U.A. 4 577 737, on connaît aussi un procédé pour influencer un système de transmission de couple, du type indiqué précédemment, se- lon lequel la transmission d'un couple par un convertis- seur hydrodynamique est mesurée directement au moyen d'un capteur de couple et selon laquelle la transmission du couple est fixée en fonction du régime de la machine mo- trice. Le couplage établi par l'embrayage à friction, formant un pontage du convertisseur, est régulé dans ce cas de manière que la transmission de couple requise soit, en principe, garantie. Dans le cas de ce procédé de commande, le couple transmis par le convertisseur, comme le glissement qui s'établit, ne peut, en raison du concept même, être mesuré et influencé qu'après que ce couple s'est établi. Dans cette mesure, il s'agit. ici également d'un concept de régulation apparenté à la régulation du glissement, bien qu'il utilise dans ce cas le couple à transmettre par le convertisseur. De telles régulations de glissement, selon les- quelles on mesure la différence entre la vitesse de rota- tion à la sortie d'une machine motrice et la vitesse de rotation à l'entrée d'un changement de vitesse prévu à la suite du système de transmission de couple, ou une valeur correspondant à cette différence de vitesse, on compare cette différence à des Valeurs de consigne et on annule une déviation éventuelle des valeurs réelle et de consigne par une régulation adéquate, se sont avérées ne * pas être entièrement satisfaisantes. C'est ainsi que, lors d'opérations de change- ment de rapport, la différence de vitesse se modifie par suite de variations de couple. La régulation de la vi- tesse s'effectue alors si tardivement que des suroscilla- tions indésirées peuvent se produire du côté de la sortie ou dans le couple délivré par le changement de vitesse. 1i se produit en plus, à la fin d'une opération de chan- gement de rapport, un collage de l'embrayage à friction formant un pontage du convertisseur. Il s'ensuit que cet embrayage doit être ouvert ou débrayé pour des opérations de changement de rapport. De plus, lors de telles opéra- tions, la régulation de glissement tente de maintenir la différence de vitesse entre la sortie de la machine mo- trice et l'entrée du changement de vitesse à la valeur de consigne, de sorte qu'elle'agit en opposition avec le changement de vitesse prévu à la suite du système de transmission de couple. L'un des buts de l'invention consiste donc à créer un procédé perfectionné pour commander un système de transmission de couple, possédant un convertisseur, un embrayage à friction formant un pontage de ce convertis- seur et un changement de vitesse automatique prévu à la suite, ainsi qu'à créer des composants mécaniques perfectionnés, tels qu'un convertisseur perfectionné et un embrayage à friction perfectionné, qui soient applicables de manière particulièrement avantageuse, au moins en relation avec d'autres objets de la présente O invention. Compte tenu de ce qui précède, l'invention ap- porte le résultat recherché par un procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnelle- ment à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un 1u moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'en- traînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmission qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, oeuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, qui est caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'em- brayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'équation de couple Mi'rm = ke x kcor x Méqm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'em- brayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par l'embrayage, le glissement entre l'en- traînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, lequel est constant sur toute la plage de fonctionnement de l'ensemble de la transmission, et le coefficient de correction kcor compensant des déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. Un autre concept fondamental de l'invention se rapporte à un procédé pour commander un système de trans- mission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combus- tion interne, et qui est en liaison d'entraînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automa- i0 tique, système de transmission qui possède un convertis- seur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système cap- teur et une unité centrale de calcul, procédé selon le- quel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être' changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, qui est caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'écquation de couple er.b = ke x kcor x qm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'em- brayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par l'embrayage, le glissement entre len- trainement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, lequel est constant sur toute la plage de fonctionnement de l'ensemble de la transmission, et le coefficient de correction kcor compensant des déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. L'invention concerne également un procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'entraînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmis- sion qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon iS contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'équation de couple blemb = ke x kcor x Méqm avec Ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'em- brayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par l'embrayage, le glissement entre l'en- trainement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, lequel est indépendant des réseaux de caractéristiques du mo- teur, et le coefficient de correction kcor compensant les déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. Il est possible aussi de résoudre le problème à la base de l'invention par un procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un mo- teur à combustion interne, et qui est en liaison d'en- traînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmission qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que :5 l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur se- lon l'équation de couple Me.mb = ke x kcor x Méeqm avec ke = kme comme facteur de répartitLon de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'em- brayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par l'embrayage, le glissement entre l'en- trainement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, dépen- dant uniquement de la vitesse de rotation de l'équipement moteur, et le coefficient de correction kcor compensant les déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. Une autre possibilité pour résoudre le problème est apportée par un procédé pour commander un système de transmission de couple. relié fonctionnellement à la sor- tie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'entraînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse au- tomatique, système de transmission qui possède un conver- tisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système cap- teur et une unité centrale de calcul, procédé selon le- quel l'application de force(s) à l'embrayage à friction L0 et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que l'on détermine le couple' à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur seion l'équation de couple Memb = ke x kcor x Méqm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'em- brayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par l'embrayage, le glissement entre l'en- trainement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, dépen- dant à la fois de la vitesse de rotation et du couple fourni par l'équipement moteur, et le coefficient de cor- rection kcor compensant les déviations de toute transmis- sion particulière par rapport à l'état idéal. Il s'agit, selon l'invention, de répartir ou partager le couple d'entrée en une partie hydraulique à transmettre par le convertisseur et une partie mécanique à transmettre par l'embrayage à friction. Pour la régulation continue, une force variable est appliquée à cet embrayage, force qui est contrôlée par une commande intelligente, de manière qu'une répartition optimale en un couple transmis par le convertisseur et un couple de pontage, transmis par l'embrayage, soit obtenue pour chaque situation de marche instantanée. Pour la construction et le fonctionnement du système de transmission de couple et/ou pour la mise en oeuvre du procédé, il peut être avantageux que l'em- brayage à friction soit manoeuvrable par fluide de pres- sion et que cet embrayage soit réalisé de manière que deux chambres de pression séparées soient formées respec- tivement entre l'embrayage et le couvercle de convertis- seur et entre l'embrayage et la partie restante du carter du convertisseur, et qu'une pression différentielle exis- tantentre ces chambres détermine le couple transmis par l'embrayage. Le procédé de commande selon l'invention est donc remarquable en ce que l'on peut rouler dans toutes les plages de fonctionnement avec un embrayage à friction à l'état de glissement et que cet embrayage est commandé non pas en fonction du glissement, mais en fonction du couple. Le glissement s'établit alors de lui-même et une lente régulation du glissement est subordonné en vue de la correction du couple transmis. Lors d'opérations de changement de rapport, l'embrayage, formant un pontage du convertisseur, n'est pas ouvert, mais continue à être commandé en fonction du couple. Une caractéristique de frottement montante aide à la réalisation de la commande du couple, le coefficient de frottement s'élevant avanta- geusement à mesure que le glissement augmente et le coef- ficient de frottement par adhérence devant être plus pe- tit que le coefficient de frottement de glissement. Avec le procédé de commande selon l'invention, on obtient une valeur de glissement, pour l'embrayage à friction formant un pontage du convertisseur, qui peut être maintenue faible par la fixation préalable des fac- teurs ke et kcor. Pour certains régimes, par exemple à faible vitesse de rotation et forte charge (o de nom- breux moteurs à combustion interne présentent une fai- blesse de couple), le facteur doit être choisi de manière que le couple à transmettre par l'embrayage soit si faible qu'une vitesse différentielle plus élevée s'éta- blit. Surtout en coopération avec un convertisseur "mou" et une grande conversion, on obtient alors un accroisse- ment du couple de sortie dans les régimes particulière- ment importants, ce qui simule un couple plus élevé de z'équipement moteur. Le procédé de commande selon l'invention est donc remarquable par un bon isolement des vibrations sous un faible glissement, de meilleures réactions dans la transmission lors des opérations de changement de rapport et d'alternances de charges, ainsi que de plus grandes réserves d'accélération, mais il permet aussi l'emploi de convertisseurs de couple plus petits et/ou plus plats, ce qui est important pour des véhicules automobiles à traction avant et moteurs montés transversalement. Enfin, on obtient un avantage de consommation de carburant qui n'est pas à sous-estimer puisque, en cas d'application du procédé selon l'invention, le convertisseur est shunté ou ponté par l'embrayage à friction à tous les rapports. Conformément à un perfectionnement adéquat de l'invention, s'il s'agit d'un système de transmission re- lié fonctionnellement à un moteur à combustion interne en tant qu'équipement moteur, le régime de celui-ci peut être déterminé en fonction de la vitesse de rotation du moteur et de la position angulaire du papillon des gaz, en fonction de la vitesse du moteur et de la dépression régnant dans le collecteur d'admission ou en fonction de la vitesse du moteur et du temps d'injection. Dans les 33 alternatives indiquées ci-dessus, la vitesse de rotation du moteur sert toujours d'indicateur pour le régime en combinaison avec une autre grandeur, telle que la po- sition angulaire du papillon, la dépression dans le col- lecteur d'admission ou le temps d'injection. Un autre perfectionnement adéquat prévoit que le facteur ke dr la relation de couple Memb = ke x kcor x Méqm indiqée précédemment est une valeur constante sur toute la plage de fonctionnement de l'ensemble de la transmission, qui dépend seulement de la vitesse de rotation de l'équipement moteur ou à la fois de la vitesse de rotation et du couple fourni par cet équipement. Par conséquent, la vitesse de rotation de la machine motrice est également un indicateur important pour le facteur ke et cela à elle seule ou alors en combinaison avec le couple délivré par l'équipement moteur. Conformément à un autre mode de mise en oeuvre, ie procédé de commande selon l'invention peut également être caractérisé en ce qu'un couple à transmettre par l'embrayage à friction, couple qui est déterminé dans l'unité centrale de calcul en fonction d'un changement de couple dans la transmission et qui diffère du couple instantané, est ajusté par la prédétermination de la valeur désirée après un intervalle de détection ou d'échantillonnage, à un instant tn+l, d'un paramètre X quelconque, fixant le couple transmis par l'embrayage à friction, selon une fonction qui exclut des événements indésirés, comme par exemple le collage de i'embrayage, par le calcul du gradient AX nécessaire à l'obtention de la valeur désirée du paramètre X après un intervalle de temps At, par l'ajustement du gradient AX calculé au moyen du système hydraulique et par la répétition de cette série d'étapes jusqu'à ce qu'une valeur de consigne Xco soit atteinte. En particulier, le procédé d'après ce mode de mise en oeuvre peut être caractérisé par une régulation de proportionnalité selon laquelle la pression différentielle AP entre les chambres de pression de 1'embrayage est prédéterminée, en tant que paramètre, selon la relation APn+l = (1 1) x APco + 1 x APn o = f(Tv, t). Il est possible aussi, selon une variante par rapport à ce qui vient d'être décrit, qu'une valeur nou- velle du couple transmis par l'embrayage à friction, va- leur qui est déterminée dans l'unité centrale de calcul en fonction d'un changement de couple dans la transmis- sion, soit ajustée par le calcul du gradient AX d'un paramètre X quelconque, fixant].e couple transmis par l'embrayage, selon une fonction qui exclut des événements indésirés, comme par exemple le collage de courte durée de l'embrayage, par l'ajustement du gradient aX désiré au moyen du système hydraulique et par la répétition de cette série d'étapes jusqu'à ce que la valeur de consigne Xco requise soit atteinte. Dans cette variante de mise en oeuvre, le gradient de.la différence de pression AP entre les chambres de pression de l'embrayage peut être cal- culé, en tant que paramètre, selon la relation AAP = C1 x (APco - APn) dans laquelle: &AP = Cl x (aPco - APré) A Pré = différence de pression réelle (voir également la figure 10) AP... changement de la pression différentielle AP dans l'intervalle de temps suivant APco.--- différence de pression de consigne APn... différence de pression réelle à l'instant tn C1... facteur de proportionnalité ou d'amplification correspondant à 0 Le facteur d'amplification C1 détermine avec quelle rapi- dité une déviation entre APco et APn est compensée. Les valeurs limites sont: C1 = 0 et C1 = 1. Pour C1 = 0, il n'y aurait pas de compensation puisque l'accroissement de pression AAP dans l'intervalle de calcul suivant serait nul. Cl = i équivaut à un saut de ia valeur de consigne puisque toute la déviation entre la valeur de consigne et la valeur initiale (APco, APini sur la figure 10) devrait s'accomplir en un seul intervalle de temps. Ces deux va- leurs limites ont donc seulement une signification théo- rique. La plage 0 fluence sur la rapidité avec laquelle une déviation s'établit entre la valeur de consigne et la valeur réelle. Plus CI est petite, plus longtemps dure la compensation. L'avantage de ce type de compensation d'une dé- viation entre valeurs de consigne et réelle est que, s'il y a une grande déviation entre ces deux valeurs, une im- portante grandeur réglante, c'est-à-dire une valeur éle- vée pour AP est calculée. Lorsqu'on rapproche la valeur réelle à la valeur de consigne, la valeur pour 6AiP de- vient de plus en plus petite et on obtient un passage "en douceur" de la valeur de consigne à la valeur réelle. On peut ainsi s'opposer à des excitations de vibrations. Une variante avantageuse du procédé prévoit que, dans les cas de fonctionnement o une réduction du couple à l'entrée du système de transmission est à pré- voir, par exemple lors de changements du rapport de transmission ou à la mise en marche d'appareils auxi- iiaires, on s'oppose à un collage possible de courte durée de l'embrayage à friction par l'abaissement du couple transmis par cet embrayage, abaissement qui est obtenu par la diminution d'une valeur prédéterminée, soit du facteur de répartition de couple ke, soit du S coefficient de correction kcor, suivie du relèvement de ce facteur ou de ce coefficient selon une fonction dépendante du temps jusqu'à une valeur optimale pour l'isolement des vibrations et l'économie de carburant. Il est également.dans le cadre du procédé de commande selon l'invention que, dans des cas de fonction- nement o une réduction du couple à l'entrée du système de transmission de couple est à prévoir, comme par exemple lors de rétrogradations de vitesses ou à la mise en marche d'appareils auxiliaires, on s'oppose à uncollage possible de courte durée de l'embrayage à friction par l'abaissement du couple transmis par cet embrayage, abaissement qui est obtenu par la diminution d'une valeur prédéterminée, soit du facteur de répartition de couple ke, soit du coefficient de correction kcor, suivie du relèvement de ce facteur ou de ce coefficient selon.une fonction dépendante du temps jusqu'à une valeur optimale pour l' isolement des vibrations et l'économie de carburant. Encore une autre variante du procédé prévoit que le coefficient de correction kcor compense des dévia- tions de toute transmission particulière, par rapport à l'état idéal, du fait que l'on mesure le glissement qui s'établit, de préférence dans une plage de fonctionnement déterminée, quasi-stationnaire, avec un décalage temporel qui exclut des vibrations, on compare le glissement me- suré avec des valeurs de glissement de consigne qui ga- rantissent un isolement optimal des vibrations avec une économie de carburant aussi élevée que possible, et on rajuste le coefficient kcor en cas de déviation entre le glissement de consigne et le glissement réel. 276466.4. Encore une autre variante du procédé est carac- térisée en ce que, à la signalisation d'un désir d'accé- lération de la part du conducteur, manifesté de préfé- rence par la vitesse de variation de la position angu- laire du papillon, on augmente le glissement dans le sys- tème de transmission de couple par abaissement du facteur ke ou du coefficient kcor, de sorte que l'accroissement de couple offert par le convertisseur est utilisable comme réserve de couple supplémentaire. Enfin, selon encore une autre variante du pro- cédé, le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé, de préférence dans tous les rap- ports étagés (vitesses) du changement de vitesse, par l'embrayage à friction, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une plage de conversion aussi large que possible, avec le résultat que la réserve de couple disponible peut être agrandie sensiblement avec une augmentation contrôlée du glissement dans le système de transmission de couple. Il peut être avantageux aussi que le glissement dans le système de transmission de couple soit déterminé, à tous les rapports de transmission (d'un changement de vitesse à variation continue), par l'embrayage à friction, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une plage de conversion aussi large que possible. Un autre concept de base de l'invention se rap- porte à un système de transmission de couple pour la transmission d'un véhicule équipé d'un changement de vi- tesse à rapports étagés (vitesses), en particulier d'un véhicule automobile propulsé par un moteur à combustion interne, système qui comprend un convertisseur hydraulique de couple qui est en liaison d'entraînement avec un équipement moteur du véhicule et relié fonctionnellement par l'intermédiaire d'un arbre de sortie à un changement de vitesse automatique prévu à la suite, un embrayage à friction monté en parallèle avec le convertisseur hydrodynamique de couple, manoeuvrable par fluide de pression et possédant des chambres de pression disposées respectivement entre une roue de turbine du convertisseur et un piston annulaire relié fonctionnellement à un disque de friction d'une part, ainsi qu'entre ce piston annulaire et un couvercle de convertisseur d'autre part, chambres de pression qui sont conformées de manière qu'une pression différentielle existant entre elles détermine le couple transmissible par l'embrayage à friction, un système capteur, une unité centrale de calcul et un système hydraulique capable de produire une variation contrôlée de la pression différen- tielle entre les deux chnambres de pression et, partant, du couple transmissible par l'embrayage à friction. On connaît des systèmes de transmission de couple dans lesquels, par un réglage contrôlé de la pres- sion différentielle entre les chambres de pression d'un embrayage à friction monté en parallèle avec un conver- tisseur et constituant un pontage de ce convertisseur, on règle le couple à transmettre par l'embrayage. C'est ainsi que le document DE-OS 31 30 871, déjà mentionné, décrit un système de transmission de couple, du type indiqué ci-dessus, dans lequel on mesure les valeurs de glissement apparaissant entre entraînement et sortie, on les compare à des valeurs de consigne pré- déterminées pour le glissement et on effectue une régula- tion pour annuler les différences éventuellement consta- tées. A cet effet, on change la différence entre les pressions appliquées par un fluide aux deux chambres de pression d'un embrayage à friction monté en parallèle avec un convertisseur hydrodynamique. Par le brevet des E.U.A 5.029.087, également cité déjà, on connait aussi un système de transmission de couple, comportant un convertisseur et un embrayage à friction monté en parallèle avec lui, dans lequel on me- sure le glissement sur l'embrayage, on le compare à des valeurs de consigne prédéterminées pour le glissement et on change la pression différentielle entre les deux chambres de l'embrayage en fonction de déviations consta- tées. Enfin, par le brevet des E.U.A. 4.577.737, on connaiît également un système de transmission de couple, du type indiqué plus haut, dans lequel on mesure directe- ment la transmission de couple par un convertisseur hy- drodynamique au moyen d'un capteur de couple et on fixe la transmission du couple en fonction du régime de la ma- chine motrice. Le couplage produit par l'embrayage à friction, formant un pontage du convertisseur, est réglé dans ce cas de manière que la transmission de couple re- quise soit garantie. Une particularité des systèmes de transmission de couple selon l'état de la technique est que l'em- brayage à friction, monté en parallèle avec le convertis- seur hydraulique, embrayage qui est complètement ouvert ou débrayé dans les rapports étagés (vitesses) infé- rieurs, est.embrayé dans les rapports supérieurs. Afin d'obtenir un bon rendement global et de limiter la cha- leur dégagée, les convertisseurs sont conçus pour être '"durs". Compte tenu de cet aspect "dur" de la conception des convertisseurs, l'accroissement de couple diminue fortement à mesure que la vitesse de rotation augmente, avec le résultat qu'il n'y a plus qu'un accroissement de couple très limité dans la plage de vitesse moyenne et qu'il n'y en a plus du tout dans la plage de vitesse supérieure. La présente invention a donc pour but de créer un système de transmission de couple qui soit perfec- tionné à cet égard afin que, dans l'intérêt de l'obten- tion de réserves d'accélération dans la plage moyenne et aussi dans la plage de vitesse plus élevée, on obtienne encore un accroissement de couple efficace et que la consommation de carburant puisse être abaissée. Partant d'un système de transmission de couple pour la transmission d!un véhicule équipé d'un changement de vitesse à rapports étagés, en particulier d'un véhi- cule automobile propulsé par un moteur à combustion in- terne, comme indiqué précédemment, l'invention procure ce lq résultat nr l f.( ± I 'hm rf f rP,anDC m mandé dans tous les rapports étagés (vitesses) de marche et que le convertisseur hydraulique présente un rapport de multiplication ou taux de conversion plus élevé que les convertisseurs conventionnels, taux qui est de préférence supérieur à 2,5. Il peut convenir particulièrement que le taux de conversion de couple entre la roue de turbine et la roue de pompe soit de l'ordre de grandeur de 2,5 à 3,5. Le résultat recherché peut être obtenu aussi lorsque l'embrayage à friction est commandé à tous les rapports de transmission (d'un changement de vitesse à variation continue) et que le convertisseur hydraulique présente un taux de conversion de couple qui est de préférence supêrieu:r Ä2 ? Y T ' o, e p+ rt'+,,] oo avantageux que le taux de conversion du couple soit es- sentiellement compris entre 2,5 et 3,5. Dans le cas d'un moteur à combustion interne donné, il convient particulièrement que le convertisseur de couple employé dans le cadre de l'invention possède un plus petit facteur de capacité que les convertisseurs de couple utilisés jusqu'à présent pour ce moteur. Cela si- gnifie donc que pour une allure de couple donnée, pré- fixée par le moteur à combustion interne, la vitesse de blocage du convertisseur selon l'invention est plus éle- vée que dans le cas d'un convertisseur conventionnel. Le terme "vitesse de blocage" désigne la vitesse de rotation à laquelle la courbe du couple absorbé par la roue de turbine coupe la caractéristique du couple fourni par le moteur à combustion interne. Pour déterminer cette vi- tesse, on bloque la roue de turbine et on entraine la roue de pompe par le moteur. Avec les conceptions connues jusqu'à présent de convertisseurs de couple, la vitesse de blocage est de l'ordre de grandeur de 1800 à 3000 tr/min. Or, la conception selon l'invention permet de re- porter cette vitesse de blocage également dans la zone au-dessus de 3000 tr/min. Plus le facteur de capacité de- vient petit, plus le convertisseur devient "mou'. Cela signifie aussi que la courbe du couple de turbine ou de pompe, en fonction de la vitesse de rotation de la tur- bine ou de la pompe, est plus plate comparativement à celle des convertisseurs employés jusqu'à présent. * Selon l'invention, le convertisseur est donc conçu pour être "mou" et il peut également présenter un diagramme caractéristique secondaire nettement plus large. On dispose ainsi de plus grandes réserves d'ac- célération,.lesquelles sont exploitables surtout lors de dépassements ou dans des phases d'accélération et qui, en outre, rendent souvent superflue la rétrogradation à un plus petit rapport. La zone utilisable en plus du diagramme carac- téristique secondaire du convertisseur conçu selon l'in- vention, sert principalement dans des situations non sta- tionnaires uniquement. La quantité de chaleur dégagée pendant ce temps n'est pas plus grande que dans les systèmes conventionnels et n'est donc pas critique. Néan- moins, il s'est avéré qu'il convient, conformément à un perfectionnement de l'invention, que la chaleur dégagée pendant la marche dans le système de transmission de couple soit extrapolée au moyen de l'unité de calcul et que le bilan thermique effectif, ainsi établi, soit com- paré avec la quantité de chaleur admissible compte tenu de la construction. La température de l'huile est mesurée en plus afin que l'on puisse partir du niveau de tempéra- ture actuel lors du calcul. Grâce à cette disposition, un dégagement de chaleur anormalement élevé est décelé en temps voulu, ce qui crée la condition préalable nécessaire à une réduc- tion de la quantité de chaleur. Si la sollicitation ther- mique de l'ensemble du système devient trop importante, le glissement est réduit. Si la sollicitation de la sur- face de friction devient trop grande, le glissement est changé en fonction du désir du conducteur. Si le conduc- teur veut accélérer et une possibilité de conversion peut encore être offerte, le couple transmis par l'embrayage de pontage est réduit, ce qui augmente le glissement. Dans le cas contraire, le couple transmis par l'embrayage est accru et le glissement est de ce fait réduit. Un autre perfectionnement important de l'inven- tion prévoit qu'un ensemble amortisseur, agissant entre la turbine du convertisseur et le disque de friction de l'embrayage.de pontage, est conçu de préférence pour la plage de charge partielle dans laquelle un pontage com- plet du convertisseur entre en ligne de compte. Ceci per- met un bien meilleur amortissement de vibrations torsion- nelles qu'avec les amortisseurs conventionnels qui sont conçus pour la pleine charge. Dans la partie restante de la plage de fonctionnement, l'isolement des vibrations de haute fréquence est assuré par le biais du glissement. L'amortisseur de torsion amortit ou filtre les vibrations ou irrégularités du couple transmises par l'embrayage de pontage au moins à un degré acceptable, le couple de butée de l'amortisseur de torsion, c'est-à-dire le couple maximal transmissible par les moyens d'amortissement - tels que des ressorts - étant plus petit que le couple nominal, donc le couple maximal du moteur à combustion interne. Cela signifie par conséquent que, conformément à l'invention, l'amortisseur de torsion n'est pas conçu pour-la pleine charge de l'équipement moteur, ou du moteur à combustion interne, comme cela est le cas selon l'état connu jusqu'à présent de la technique. Dès que le couple de butée est atteint, l'embrayage de pontage, ou son amortisseur de torsion, se comporte pratiquement comme un élément d'entraînement ri- gide dans le sens de rotation pour l'entraînement. Du fait que l'amortisseur de torsion selon l'invention pour un embrayage de pontage d'un convertisseur hydrodynamique de couple est seulement conçu pour une plage de charge partielle, cet amortisseur peut avoir une structure par- ticulièrement simple, ce qui garantit aussi une fabrica- tion économique. En outre, les accumulateurs de force de l'amortisseur, en particulier des ressorts hélicoïdaux par exemple, peuvent être conçus pour être plus faibles, de sorte qu'ils demandent également moins de place de montage, de sorte que le volume nécessaire à l'ins- tallation de l'embrayage de coupure, donc aussi de l'amortisseur de torsion, peut également être diminué. Il en résulte en plus un gain de poids. Afin de protéger les accumulateurs de force de l'amortisseur de torsion contre une surcharge, il convient de prévoir des butées particulières entre la partie d'entrée et la partie de sortie de l'amortisseur de vibrations torsionnelles de l'embrayage de pontage. Le but recherché peut être atteint aussi par le fait que l'embrayage à friction ou le système de trans- mission de couple est commandé de manière que l'embrayage de pontage se ferme ou s'embraie partiellement,au moins par intermittence, dans tous les rapports étagés pour la marche avant, ou sous tous les rapports de transmission pour la marche avant. Pour la plupart des applications, il s'est avéré approprié que le couple de butée ou de pontage de l'amortisseur de torsion soit de l'ordre de grandeur de à 60 % du couple maximal, c'est-à-dire nominal, du mo- teur à combustion interne, de préférence de l'ordre de grandeur de 25 à 50 %. Pour de nombreuses applications, le couple de pontage ou de butée de l'amortisseur peut cependant présenter également des valeurs plus élevées ou des valeurs légèrement plus petites. Selon un perfectionnement de l'invention, un amortisseur de tor- sion ainsi conçu, destiné à un embrayage de pontage, ne possède pas de dispositif de friction particulier. Cela signifie donc que seulement des accumulateurs de force sont prévus entre la partie d'entrée et la partie de sor- tie de l'amortisseur, accumulateurs qui s'opposent à une rotation relative entre ces parties. Grâce au choix conceptuel selon l'invention de la capacité de transmission de couple de l'amortisseur de torsion, les vibrations produites dans la plage de charge partielle, c'est-à-dire dans la plage o les couples mo- teurs sont de l'ordre de grandeur de 10 à 60 % ou de 25 à % du couple nominal, peuvent très bien être amorties. Il peut convenir particulièrement que l'amor- tisseur autorise un angle de torsion relativement petit comparativement aux angles de torsion connus jusqu'à pré- sent pour les amortisseurs d'embrayages de pontage de convertisseurs. Cet angle peut être de l'ordre de grandeur de + 2 à + 8, de préférence de l'ordre de grandeur de + 3 à + 6 . L'angle total de torsion de l'amortisseur, donc l'angle total pour les deux sens de rotation, est par conséquent de 4 à 16 , de préférence de 6 à 12 . En raison de l'angle de torsion relativement petit d'un amortisseur réalisé conformément à l'invention pour des embrayages de pontage, il peut être garanti que lors d'alternances de charges, donc au passage d'un régime de poussée ou d'entraînement forcé du moteur (dans une descente par exemple) à un régime de traction et inversement, les débattements dans l'amortisseur soient maintenus petits, ce qui permet de limiter ou d'éviter une mise en oscillation avec des amplitudes croissantes (auto- amplification) de la transmission. Les chocs dans le couple transmis, ou les composantes de couple de ces chocs, supérieurs au couple de butée de l'amortisseur de torsion, peuvent avantageusement être amortis ou filtrés par le glissement ou patinage de l'embrayage de pontage, de sorte qu'ils sont maintenus - au moins essentiellement - à l'écart de la transmission ou du changement de vitesse. Pour la plupart des applications, il peut être avantageux que l'amortisseur possède une rigidité en tor- sion de l'ordre de grandeur de 7 à 30 Nm/ , de préférence de 8 à 15 Nm/ . Cependant, pour beaucoup d'applications, cette rigidité en torsion peut aussi être choisie plus petite ou plus grande. Pour la plupart des applications, l'embrayage de pontage ou l'amortisseur de torsion peut être conçu de manière qu'il présente un couple de butée de l'ordre de grandeur de 30 à 90 Nm, de préférence de l'ordre de grandeur de 40 à 70 Nm. Pour des véhicules à moteur peu puissant, le couple de butée peut cependant être choisi également plus petit. De même, il peut être nécessaire, s'il s'agit de véhicules à moteur puissant et d'un poids relativement élevé, de choisir un couple de butée plus grand à la conception. Le système moteur selon l'invention est appli- cable de manière avantageuse en combinaison avec un pro- cédé pour commander un embrayage de coupure ou de pontage dont le glissement est commandé en fonction du couple appliqué, procédé qui garantit une commande axée sur les aspects énergétiques et de puissance, tout au moins dans tous les rapports étagés de marche avant d'un changement de vitesse. Le système moteur selon l'invention est cependant applicable aussi en liaison avec des commandes ou des régulateurs de changements de vitesse qui laissent cet embrayage entièrement ouvert ou débrayé dans le premier et/ou le deuxième rapport étagé de marche avant. Conformément à une autre possibilité de réalisation selon l'invention d'un système moteur ou d'un système de transmission de couple du type mentionné au début, la commande ou la régulation du couple transmis par un embrayage de pontage d'un convertisseur hydrodynamique de couple peut s'effectuer aussi avec un embrayage présentant au moins deux domaines ou gammes de fonctionnement dans lesquels le règlage de la grandeur du couple transmissible par l'embrayage, par rapport au couple appliqué par la machine motrice, s'effectue selon d'autres aspects ou un autre mode. C'est ainsi qu'au moins l'un des facteurs de correction kme (facteur de répartition de couple), kcor (facteur de correction pour compenser des erreurs entrant comme des grandeurs multiplicatives), Mcormot (couple correcteur pour compenser des erreurs entrant comme des grandeurs additives au couple moteur et Mcorem (couple correcteur pour compenser des erreurs entrant comme des grandeurs additives au couple transmis par l'embrayage) peut être pondéré différemment dans les deux gammes. Cela signifie donc que la grandeur d'au moins l'un de ces facteurs, de préférence le facteur kme, donc aussi l'effet de cette grandeur sur le couple transmissible par l'embrayage de pontage, sont définis différemment dans les deux gammes. Il peut être particulièrement avantageux que, dans une première gamme, le couple transmissible par l'embrayage soit de l'ordre de grandeur de 10 à 60 %, de préférence de 15 à 50 % du couple maximal de la machine motrice, en particulier d'un moteur à combustion interne, et que, dans la seconde gamme qui s'y raccorde, le couple transmissible par l'embrayage de coupure soit supérieur à la valeur limite du couple de la première gamme, c'est-à- dire qu'il devient supérieur à 50 ou 60 % du couple maximal du moteur à combustion interne. Il peut convenir particulièrement que le couple maximal transmissible dans la première gamme par l'embrayage de coupure corresponde au moins essentiellement au couple de butée de l'amortisseur de torsion de l'embrayage de coupure. Une telle conception assure que les vibrations ou oscillations d'amplitudes relativement petites du couple sont absorbées ou filtrées par l'amortisseur de torsion, tandis que les vibrations ou oscillations présentant des pointes de couple supérieures au couple de butée de l'amortisseur de torsion peuvent être amortis, tout au moins pour l'essentiel, par le patinage de l'embrayage de pontage. La régulation ou commande du couple transmis par l'embrayage dans la première gamme peut avantageusement s'effectuer de manière que le couple transmissible par cet embrayage dépasse - tout au moins essentiellement sur toute cette gamme - le couple instan- tané appliqué par le moteur à combustion interne et produit par celui- ci sous l'effet de la quantité de carburant qui lui est amenée. Dans ce cas, le couple transmissible par l'embrayage de pontage peut être réglé, dans la première gamme de vitesse de rotation, de manière qu'il change, tout au moins sur une partie essentielle de cette gamme de vitesse, approximativement en synchronisme avec la variation du couple fourni par le moteur à combustion interne. Cela veut donc dire que lorsque le couple délivré par le moteur diminue, le couple transmissible par l'embrayage diminue aussi, tout en restant supérieur au couple fourni par le moteur. Si ce dernier augmente, le couple transmissible par l'embrayage augmente en conséquence. Il peut être adéquat que le couple transmissible par l'embrayage corresponde à 1 à au moins 1,2 fois le couple instantané appliqué par le moteur à combustion interne. Selon une autre variante de réalisation de l'invention, le couple transmissible par l'embrayage de pontage dans la première gamme peut être réglé, tout au moins approximativement, à une valeur constante dont l'ordre de grandeur peut être compris entre 25 et 60 % du couple maximal du moteur à combustion interne, de préfé- rence entre 30 et 50 % du couple maximal de ce moteur. Il est avantageux que cette valeur corresponde au moins ap- proximativement au couple de butée ou couple de pontage de l'amortisseur de torsion de l'embrayage, mais il est préférable qu'elle soit légèrement supérieure et qu'elle corresponde par exemple à 1,05 à 1, 2 fois ce couple de pontage. Selon une autre variante de réalisation appro- priée, le réglage du couple transmissible par l'embrayage de pontage dans la première gamme de vitesse peut s'ef- fectuer aussi de manière que dans une partie inférieure de cette première gamme, partie qui fait avantageusement suite à la vitesse de ralenti du moteur à combustion in- terne, le couple transmissible par l'embrayage soit main- tenu au moins à peu près à une valeur constante et que, dans la deuxième partie suivante de la première gamme, le couple transmissible par l'embrayage suive la variation du couple fourni par le moteur à combustion interne. Cette dernière remarque signifie que lorsque le couple fourni par le moteur dans la deuxième partie devient plus grand, le couple transmissible par l'embrayage augmente également et inversement. Dans cette deuxième partie, le couple transmissible par l'embrayage est au moins égal, mais de préférence légèrement supérieur au couple instantané appliqué par le moteur. Afin de garantir une commande ou une régulation exacte du couple transmissible par l'embrayage, il peut être particulièrement avantageux que le couple transmis- sible par cet embrayage dans la première gamme de vitesse ne descende pas au-dessous de 1 % du couple nominal du moteur à combustion interne et qu'il soit de préférence maintenu supérieur à 1 % de ce couple nominal. Ceci ga- rantit, pour l'embrayage de pontage, une pression mini- male qui peut encore être ajustée correctement au moyen des soupapes connues. En raison du niveau de pression mi- nimal, cette pression peut donc être maintenue entre des limites relativement étroites. Pour la plupart des applications, il peut être approprié que la première gamme s'étende de la vitesse de ralenti jusqu'à tout au plus 3000 tr/min, de préférence jusqu'à une vitesse maximale comprise entre 2000 et 2500 tr/min. Il peut cependant être avantageux aussi pour de nombreuses applications que la valeur supérieure se trouve au-dessus de 3000 tr/min ou au-dessous de 2000 tr/min. Il peut être adéquat, dans le cadre d'un per- fectionnement de l'invention, que le couple transmissible par l'embrayage de pontage, si l'on prend en compte toute la plage de fonctionnement du système moteur, varie de manière que dans une première partie inférieure de cette plage totale, le découplage des vibrations s'effectue au moins essentiellement par l'amortisseur et que, dans une deuxième partie qui s'y raccorde, le découplage des vi- brations soit assuré essentiellement par le réglage du glissement dans l'embrayage de pontage. Dans cette deuxième partie, l'amortisseur - s'il est prévu - peut entrer en action en supplément, par intermittence, c'est- à-dire que les accumulateurs de force de l'amortisseur peuvent être détendus puis comprimés de nouveau, mais l'amortisseur remplit dans cette deuxième partie un rôle subordonné pour ce qui concerne le découplage des vibrations. L'amortisseur de torsion de l'embrayage de pontage, conçu essentiellement pour la première gamme de vitesse de rotation, présente de préférence, comme déjà mentionné, un couple de butée ou de pontage dont l'ordre de grandeur est compris entre 10 et 60 %, de préférence entre 15 et 50 % du couple maximal du moteur à combustion interne. Il est cependant possible aussi, selon une autre possibilité de réalisation de l'invention, de concevoir l'amortisseur de manière qu'à la suite de l'angle de torsion correspondant au couple précité, il possède encore un angle de torsion relativement petit dans lequel le taux ou la caractéristique d'élasticité représente un multiple ou possède une pente très raide, de sorte que l'amortisseur comporte une "élasticité" de butée qui empêche un contact mutuel trop brutal des pièces limitant la rotation dans cet amortisseur. Les bruits éventuellement produits à l'arrivée en butée peuvent ainsi être atténués considérablement. Le rapport entre l'angle de torsion rendupossible par l'élasticité de butée et l'angle de torsion qui lui précède, est avantageusement de l'ordre de grandeur de 1: 2 à 1: 5, de préférence de 1: 2,5. La rigidité en torsion offerte par le dispositif élastique de butée est avantageusement 4 à 10 fois plus grande que la rigidité en torsion de la partie de l'amortisseur qui lui précède. Il est avantageux que le couple final de butée de l'amortisseur, défini par l'élasticité de butée, corresponde à 2 à 5 fois le couple précité à la fin de la première partie. Il est toutefois avantageux que le couple maximal transmissible par le dispositif élastique de butée soit plus petit que le couple moteur maximal. L'angle de torsion couvert par le dispositif élastique de butée entre la partie d'entrée et la partie de sortie de l'amortisseur de torsion, peut être de l'ordre de gran- deur de 0,5 à 3 , cet angle étant avantageusement compris entre 1 et 2 . L'élasticité de butée peut également être conçue pour qu'elle agisse seulement dans le sens de la traction. En réalisant l'amortisseur de vibrations tor- sionnelles pour un embrayage de coupure conformément à l'invention, on peut éliminer le problème de ronflement, déjà mentionné, se produisant à un couple relativement faible. Cela est probablement à attribuer au fait que les phases de collage évoquées de l'embrayage sont shuntées ou pontées par l'amortisseur à élasticité torsionnelle. Selon un autre perfectionnement approprié de l'invention, le couple transmissible par l'embrayage de pontage, tout au moins dans la première gamme, peut être réduit lorsqu'apparaissent des situations à forte ampli- tude de vibration dans la transmission, c'est-à-dire, par exemple, en cas de résonance, lors d'une secousse due à une alternance de charge ou analogue, ce qui augmente le glissement dans l'embrayage. Dans le cas d'une secousse due à une alternance de charge, le couple transmissible par l'embrayage peut au besoin être supprimé à peu près complètement dans la phase de poussée. Selon un mode de réalisation préféré, le sys- tème moteur ou le système de transmission peut être conçu pour qu'au moins la partie essentielle du réseau de ca- ractéristiques du moteur thermique utilisé dans le régime de marche principal tombe dans la première gamme. Ce ré- gime de marche principal peut avantageusement comprendre au moins les zones du réseau de caractéristiques du mo- teur qui sont importantes pour le cycle FTP75 et/ou pour le cycle CEE concernant la circulation en ville, sur les routes nationales et les autoroutes (ville, 90 km/h, 120 km/h). Une telle conception garantit que dans le régime de marche principal, l'isolement des vibrations s'effectue principalement par l'amortisseur, de sorte que le convertisseur est pratiquement toujours ponté, ce qui garantit un mode de fonctionnement économisant de l'énergie, c'est-à-dire du carburant. Cela n'est pas le cas pour les systèmes moteurs connus jusqu'à présent et utilisant un embrayage de coupure à glissement puisque, sur un tel embrayage, un tel glissement est ajusté précisément dans la première gamme de vitesse, comme cela ressort de l'état de la technique rappelé au début. Du fait que, conformément à l'invention, l'amortisseur de torsion de l'embrayage de coupure est conçu de préférence pour le régime de marche principal, on peut obtenir un amortissement nettement meilleur des vibrations torsionnelles - se produisant dans ce régime - que celui réalisable avec un amortisseur conçu pour un régime de marche plus étendu. On obtient en plus une structure de convertisseur particulièrement compacte. Selon une possibilité de réalisation de l'in- vention, le couple transmissible par l'embrayage de cou- pure dans la seconde gamme de vitesse peut correspondre à 0,6 à environ 1 fois le couple instantané appliqué par le moteur à combustion interne, de préférence à 0,8 à 0,9 fois. Il convient que le couple transmissible par cet em- brayage reste toujours au-dessous du couple instantané du moteur dans la seconde gamme de vitesse. Une telle conception permet de garantir qu'il existe toujours un faible glissement dans l'embrayage dans la seconde gamme, glissement qui sert à amortir les irrégularités de couple qui s'y produisent et qui provoquent des vibrations tor- sionnelles. S'il s'agit de véhicules non critiques, c'est- à-dire de véhicules ne présentant pas d'irrégularités re- lativement grandes du couple délivré dans la seconde gamme de vitesse ou de fonctionnement, l'embrayage de coupure peut également être fermé pratiquement, ce qui signifie que le couple transmissible par l'embrayage cor- respond alors au moins au couple délivré à ce moment par le moteur thermique et est de préférence légèrement supé- rieur. Le rapport est de préférence d'un ordre de gran- deur compris entre 1 et 1,2. Dans la description qui précède, il a toujours été question de deux gammes de fonctionnement se raccor- dant à la vitesse de ralenti. L'invention n'est cependant pas limitée à des modes de réalisation dans lesquels, pour ce qui concerne la vitesse de rotation, toute la plage de fonctionnement du système moteur au- dessus de la vitesse de ralenti est partagée seulement en deux gammes, mais est applicable aussi à des variantes de réalisation dans lesquelles toute la plage de fonctionnement est di- visée en plus de deux gammes ou domaines. C'est ainsi qu'il peut être adéquat pour de nombreux systèmes moteurs qu'une troisième gamme se raccorde aux deux gammes déjà décrites, auquel cas il y aurait toujours un pontage complet du convertisseur dans cette troisième gamme. Celle-ci couvre par conséquent un intervalle de vitesse de rotation se trouvant au-dessus de celui de la deuxième gamme; la valeur inférieure de cette troisième gamme de vitesse doit être fixée pour que le moteur thermique ne puisse pas produire d'excitations gênantes au-dessus de cette valeur, de sorte qu'un amortissement de vibrations par le glissement n'est pas nécessaire. Selon un perfectionnement de l'invention, dans le cas d'un système de transmission comportant un moteur à combustion interne en tant qu'équipement moteur, il est possible de prévoir un dispositif qui, tout au moins lors d'accélérations, constate si l'ouverture de l'embrayage de coupure et la conservation du même rapport étagé (vitesse) ou du même rapport de transmission permet d'ob- tenir une augmentation de l'effort de traction par conversion de couple, auquel cas l'embrayage est ouvert si tel est le cas et le rapport enclenché ou le rapport de transmission sélectionné est conservé, tandis que, dans le cas contraire, le changement de vitesse est ré- trogradé d'au moins un rapport s'il s'agit d'une boîte à rapports étagés fixes, ou le rapport de transmission est changé dans le cas d'un changement de vitesse à variation continue, l'embrayage pouvant alors être ouvert également, tout au moins en partie, de sorte que son glissement augmente. Le dispositif mentionné peut être constitué par une unité de calcul électronique ou un processeur à laquelle ou auquel les grandeurs ou paramètres nécessaires sont transmis par des capteurs appropriés. Beaucoup de ces paramètres peuvent cependant être mémorisés aussi sous forme de mappes ou de réseaux de caractéristiques dans l'unité électronique. C'est ainsi que le réseau de caractéristiques du moteur à combustion interne et/ou le réseau de caractéristiques du convertisseur et/ou le réseau de caractéristiques de l'embrayage de pontage du convertisseur, par exemple, peuvent être stockés dans l'unité électronique. Le régime du moteur à combustion interne peut être déterminé en outre en fonction de sa vitesse de rotation, de la posi- tion angulaire du papillon, ou du débit de carburant amené, de la dépression régnant dans le collecteur d'ad- mission et, si nécessaire, du temps d'injection. L'invention concerne de manière générale les systèmes de transmission de couple et des procédés pour ces systèmes, lesquels sont disposés dans la transmission ensemble avec un changement de vitesse automatique. Ce dernier peut être à un ou plusieurs rapport discrets ou fixes, mais il peut s'agir aussi d'un changement de vitesse à variation continue sélectionnable, comme par exemple d'un changement de vitesse à courroie et poulies coniques à variation continue. Ainsi qu'il a déjà été mentionné, à partir d'une certaine vitesse de rotation du moteur ou d'une certaine vitesse du véhicule, un pontage ou dérivation complet du convertisseur peut également être établi dans le système moteur selon l'invention étant donné que, au- dessus de cette vitesse du moteur même un système d'en- traînement pratiquement rigide - en raison du pontage complet - est pratiquement insensible à l'égard des vibrations torsionnelles qui s'y produisent. Au-dessus de cette vitesse déterminée du moteur, le couple de pontage transmis par l'embrayage peut donc être réglé à une valeur correspondant à peu près au couple moteur ou à une valeur supérieure. Grâce à la conception selon l'invention de l'amortisseur de torsion en combinaison avec la stratégie de réglage ou de commande pour le couple transmissible par l'embrayage de coupure, les impulsions de couple gé- nérées dans la plage de charge partielle du moteur ther- mique sur les surfaces de friction de cet embrayage, im- pulsions qui sont à attribuer à des transitions entre des états de collage ou d'adhérence et des états de glissement et susceptibles d'engendrer des bruits de ronflement dans le véhicule, peuvent au moins être atténuées. De plus, en raison du faible couple de pontage réglé sur l'embrayage, des à-coups de fonctionnement ne peuvent pas se produire dans cette première partie. La souplesse de l'amortisseur de torsion doit être adaptée au système moteur ou au véhicule concerné. Dans la mesure o cet amortisseur présente un domaine de résonance à traverser lors de l'utilisation du véhicule, on peut admettre un glissement dans l'embrayage de coupure dès l'entrée dans ce domaine. L'excitation d'un ronflement ou d'un cliquetis peut ainsi être empêchée. Afin de limiter les alternances de charges dans la première gamme on a prévu non seulement le faible angle de torsion de l'amortisseur, mais aussi le réglage du couple transmis par l'embrayage à une valeur d'un niveau relativement bas par rapport au couple maximal du moteur thermique. Comme déjà mentionné, ce réglage ou cette commande peut s'effectuer de manière qu'au moins dans la première gamme de fonctionnement, la capacité de transmission de couple de l'embrayage soit seulement de peu supérieure au couple moteur appliqué. La réalisation selon l'invention du système moteur permet donc d'empêcher dans une large mesure l'excitation de vibrations de la transmission par des alternances de charges. Dans la deuxième gamme de vitesse, correspondant à une charge plus élevée du moteur thermique, le convertisseur est shunté ou ponté par un plus petit couple que le couple moteur appliqué, de sorte qu'un glissement se produit. Ce glissement agit également dans le sens d'un découplage du bruit dans un domaine déterminé du couple, surtout en coopération avec l'amortisseur de torsion, puisque des transitions entre le collage et le glissement peuvent se produire encore dans cette gamme entre les surfaces de friction de l'embrayage de coupure. Dans toute la plage de fonctionnement, ou dans tout le domaine des réseaux caractéristiques de la ma- chine motrice, en particulier du moteur thermique, un pontage ou dérivation du convertisseur est de préférence opéré seulement lorsque cela paraît approprié pour des motifs énergétiques. Il existe en effet des plages dans lesquelles il est plus approprié de ne pas employer un pontage au lieu d'établir un pontage partiel ou complet. Lorsque le conducteur manifeste un désir d'accélération, l'embrayage de coupure est ouvert (débrayé) également afin de produire une conversion de couple. Le système moteur selon l'invention et/ou les étapes du procédé selon l'invention pour régler le couple transmissible par l'embrayage de coupure sont applicables de façon avantageuse en combinaison avec un convertisseur de couple de caractère "mou". L'emploi d'un tel convertisseur permet un meilleur comportement d'accélération de véhicules automobiles puisqu'un convertisseur de cette nature possède un plus grand taux de conversion de couple et que, par suite, on peut utiliser une plage de conversion plus grande. Il est possible en outre d'exploiter le meilleur rendement - dans des domaines étendus - du convertisseur mou, compa- rativement à des convertisseurs de conception convention- nelle, ce qui permet de réduire la puissance dissipée et par suite aussi la consommation ainsi que la température de l'huile. Le domaine du convertisseur mou o le rende- ment de celui-ci est plus médiocre, est shunté ou sauté du fait que l'embrayage monté en parallèle avec le convertisseur est embrayé pour qu'il transmette un couple autorisant un glissement déterminé par rapport au couple moteur appliqué. Une telle régulation ou commande du convertisseur ou de son embrayage de coupure permet de garantir un meilleur rendement et une plus faible puissance dissipée dans toutes les situations de marche du véhicule. Comme la réalisation du système moteur selon l'invention autorise aussi un pontage dans tous les rapports étagés ou sous les rapports de transmission du changement de vitesse, la consommation de carburant d'un véhicule équipé d'un tel système moteur peut être ramenée sensiblement au niveau d'un véhicule muni d'un changement de vitesse sans convertisseur ou conventionnel. Cette disposition autorise une réalisation par- ticulièrement compacte du convertisseur, avec laquelle le rendement n'a plus qu'une importance secondaire compte tenu de la commande explicitée plus haute de l'embrayage de coupure. D'autres dispositions selon l'invention ressor- tent de la description qui va suivre des figures et des dessins. Un autre concept fondamental de l'invention se rapporte, comme déjà mentionné, à un embrayage de coupure ou de pontage pour un convertisseur hydrodynamique de couple, comprenent une roue de pompe, une roue de turbine, une roue directrice et un couvercle de convertisseur centré sur l'axe de rotation, solidarisé avec la roue de pompe et entourant la roue de turbine. Selon une caractéristique de l'invention applicable indépendamment ou en combinaison avec au moins une autre caractéristique de l'invention, un tel embrayage comporte un piston annulaire centré, disposé entre le couvercle de convertisseur et la roue de turbine, piston qui est pourvu radialement à l'extérieur d'une surface conique de friction faisant partie de l'embrayage. Radialement à l'intérieur, le piston annulaire peut comporter un moyeu d'étanchéité reçu sur un contre-moyeu d'étanchéité solidarisé en rotation avec la roue de turbine et au moins un élément amortisseur annulaire d'un ensemble amortisseur peut être reçu, dans le sens périphérique, entre une partie d'amortisseur menante, solidarisée en rotation avec le piston annulaire, et une partie d'amortisseur menée solidarisée en rotation avec la roue de turbine. Ainsi qu'il a déjà été mentionné, l'ensemble amortisseur peut comprendre un amortisseur avec des moyens élastiques en torsion, auxquels on a donné une forme annulaire et qui sont disposés sur le côté du piston annulaire dirigé vers le couvercle de convertisseur, entre le moyeu de ce piston et la surface de friction coopérant avec une surface de friction antagoniste de forme conique correspondante du couvercle de convertisseur. Un embrayage de coupure de ce type, possédant des cônes qui s'ouvrent dans le sens de l'éloignement de la roue de turbine, présente une longueur axiale particu- lièrement petite et permet aussi de loger un amortisseur élastique ayant de grands angles de torsion puisque l'élément amortisseur annulaire peut être placé entre la partie radialement extérieure de la roue de turbine et le disque de friction - pourvu d'une surface de friction et faisant partie de l'embrayage - du piston annulaire. Ceci conduit à un agrandissement de l'espace en coin entre la zone périphérique de la roue de turbine et le disque de friction d'embrayage du piston annulaire et, par suite, à de meilleures possibilités de montage pour l'ensemble amortisseur. Il peut cependant être avantageux aussi, pour de nombreuses applications, que les surfaces de friction coopérantes du piston annulaire et du couvercle de convertisseur soient conformées comme des cônes qui s'ouvrent en direction de la roue de turbine. Ce mode de construction garantit aussi l'amplification d'effort typique pour les embrayages coniques et la réalisation particulièrement rigide du piston annulaire. Un mode de réalisation de construction avanta- geuse prévoit que la partie menée de l'amortisseur, sur laquelle s'appuie le côté mené de l'élément amortisseur, soit solidarisée en rotation avec la roue de turbine dans la zone radialement extérieure de cette roue, tandis que l'appui côté menant est assuré par une partie d'amortis- seur menante qui est solidarisée en rotation avec le pis- ton annulaire. Cette partie menée de l'amortisseur peut être constituée avantageusement par une pièce annulaire soudée à la roue de turbine et portant des doigts d'entraînement faisant saillie en direction du disque de friction du piston annulaire. Par contre, la partie menante de l'amortisseur est de préférence réalisée à la façon d'un ressort plat, solidarisée en rotation avec le piston annulaire et pour- vue de bras saillants sur le côté du disque de friction dirigé vers la roue de turbine du convertisseur de couple, bras qui entourent les éléments élastiques amor- tisseurs, ainsi que, à une extrémité, d'entraîneurs s'ap- puyant dans le sens périphérique. En référence aux dessins annexés, on décrira ci-après des détails du procédé de commande selon l'in- vention dans son application à des véhicules automobiles propulsés par un moteur à combustion interne et compor- tant un système de transmission de couple avec un conver- tisseur hydraulique et un embrayage de coupure ou de pontage monté en parallèle avec ce convertisseur et dont un exemple de réalisation est également représenté, ainsi que les avantages réalisables par ce procédé en comparai- son avec des procédés de commande connus. Sur les des- s ins: - la figure la est une représentation schéma- tique d'un système de transmission de couple comportant un convertisseur hydraulique et un embrayage à friction monté en parallèle avec lui et formant un pontage ou dé- rivation du convertisseur; - la figure lb représente le couple moteur en fonction de la vitesse de rotation du moteur; - la figure lc est une représentation schéma- tique de pertes comparées sur le convertisseur; - la figure ld représente la puissance dissipée en fonction de la vitesse du véhicule; - la figure le représente l'influence de la conception du convertisseur sur l'effort de traction; - la figure 2 est une demi-coupe du système de transmission de couple correspondant à la représentation schématique de la figure la, comprenant un convertisseur et un embrayage de coupure, ainsi qu'un schéma de la com- mande coordonnée par fluide de pression; - la figure 3 est un diagramme montrant la ré- partition du couple moteur en un couple à transmettre par le convertisseur et un couple à transmettre par l'em- brayage de coupure en fonction du glissement se produi- sant sur le convertisseur et l'embrayage à friction pa- rallèle à lui; - la figure 4 représenté la vitesse de rotation du moteur et la vitesse de rotation différentielle sur le convertisseur en fonction du temps pendant l'accélération d'un véhicule automobile lors d'une opération de changement de rapport dans le cas d'une commande selon l'invention du couple de pontage du convertisseur; - la figure 5 est un diagramme correspondant à celui de la figure 4, mais représentant le couple de sor- tie en fonction du temps à l'accélération d'un véhicule lors d'une opération de changement de rapport dans le caqs d'une commande du couple de pontage du convertisseur; - la figure 6 est un diagramme semblable à ce- * lui de la figure 4, mais montrant le comportement quant à la vitesse de rotation à l'accélération et dans le cas d'une régulation du glissement de l'embrayage de pontage du convertisseur; - la figure 7 est un diagramme correspondant à celui de la figure 6, mais montrant, comme le diagramme de la figure 5, le couple de sortie en fonction du temps à l'accélération avec régulation du glissement de l'em- brayage de pontage du convertisseur; - la figure 8 est un diagramme montrant, comme les figures 4 et 6,le comportement en vitesse de rotation à l'accélération, avec un embrayage de pontage du conver- tisseur qui est ouvert (débrayé) pendant une opération de changement de rapport et fermé (embrayé) de nouveau après cette opération; - la figure 9 est un diagramme correspondant à celui de la figure 8 et montrant, comme les figures 5 et 6, le couple de sortie en fonction du temps à l'accélération avec un embrayage de pontage du convertisseur qui est ouvert pendant la manoeuvre de changement de rapport et fermé de nouveau après celle-ci; - la figure 10 est un diagramme représentant l'allure de la différence de pression agissant sur l'em- brayage de pontage en fonction du temps en vue de la pré- détermination de la valeur désirée - après un intervalle de détection ou d'échantillonnage - de la différence de pression; - la figure lia représente un autre exemple de réalisation selon l'invention d'un système de trans- mission de couple comprenant un embrayage à friction for- mant un pontage d'un convertisseur hydrodynamique; - les figures llb et lic montrent une distribu- tion de température sur de tels embrayages; - les figures lld et lie montrent la pression maximale par unité de surface sur de tels embrayages; - la figure 12 est un diagramme montrant la ré- partition du couple moteur en un couple à transmettre par le convertisseur et un couple à transmettre par l'em- brayage de pontage en fonction du glissement se produi- sant sur le convertisseur et sur l'embrayage à friction monté en parallèle avec lui; - la figure 13 représente, dans un diagramme caractéristique primaire d'un convertisseur "dur", le couple de la pompe en fonction de la vitesse de rotation de la pompe avec le rapport des vitesses de rotation tur- bine/pompe en tant que paramètre; - la figure 14 représente, dans un diagramme caractéristique secondaire, le couple de la turbine du convertisseur "dur" en fonction de la vitesse de rotation de la turbine; - la figure 15 montre le diagramme caractéris- tique de sortie d'un convertisseur conçu de façon clas- sique pour avoir un caractère "dur"; - la figure 16 montre, dans une représentation semblable à la figure 13, le diagramme caractéristique primaire d'un convertisseur conçu pour avoir un caractère "mou", avec le couple de la pompe en fonction de la vitesse de rotation de la pompe et avec le rapport des vitesses de rotation turbine/pompe en tant que paramètre; - la figure 17 montre, dans un diagramme carac- téristique secondaire du convertisseur "mou" selon la figure 16, le couple de la turbine en fonction de sa vitesse de rotation; - la figure 18 fait ressortir, à l'aide de la superposition des diagrammes caractéristiques secondaires selon les figures 16 et 17, le domaine de conversion uti- lisable en plus lorsque le convertisseur est conçu pour avoir un caractère "mou", - la figure 19 montre par une représentation semblable à la figure 15 le diagramme caractéristique de sortie du convertisseur "mou" selon la figure 18; - la figure 20 fait ressortir l'influence de la conception du convertisseur sur les pertes; - la figure 21 représente l'amplitude de vibrations torsionnelles du moteur et du changement de vitesse en fonction de la vitesse de rotation du moteur; - la figure 22 illustre un comportement à l'égard des alternances de charges en cas d'utilisation d'un amortisseur élastique conventionnel; - la figure 23 fait ressortir l'effet du glis- sement sur le comportement vibrationnel; - la figure 24 montre le comportement à l'égard des alternances de charges avec et sans glissement; - la figure 25 fait ressortir le glissement né- cessaire sans et avec mini-amortisseur de torsion; - la figure 26 est un graphique à bulles ser- vant à illustrer la coopération du glissement, du mini- amortisseur de torsion, de la conception des cônes et de la commande adaptative; - la figure 27 montre, à l'aide de différents diagrammes, des exemples de critères pour le choix du facteur kme ou du diagramme caractéristique kme; - la figure 28 est un organigramme d'un procédé de commande du couple avec adaptation d'un embrayage de coupure d'un convertisseur; - la figure 29 montre plusieurs diagrammes ser- vant à expliquer les coefficients de correction additive et multiplicative utilisables pour la commande du couple transmis par un embrayage; - la figure 30 est un organigramme d'une com- mande de couple pour un embrayage; - la figure 31 représente encore un autre exemple de réalisation selon l'invention d'un système de transmission de couple comprenant un embrayage à friction formant un pontage d'un convertisseur hydrodynamique de couple; - les figures 32 et 33 montrent des détails de l'amortisseur de vibrations torsionnelles selon la figure 24; - la figure 34 représente une courbe caracté- ristique de torsion possible pour l'amortisseur d'un em- brayage de coupure; - la figure 35 montre le diagramme caractéris- tique de sortie d'un convertisseur de caractère "mou"; - la figure 36 est un diagramme représentant la fréquence cumulée du glissement; - la figure 37 illustre les pertes lors d'une montée; - la figure 38 est une représentation schéma- tique du procédé de commande; et - la figure 39 est un diagramme d'effort de traction. Le système de transmission de couple 10 repré- senté sur les figures la et 2 comprend un convertisseur de couple 11 et un embrayage de coupure ou de pontage 12, manoeuvrable par fluide de pression, qui est monté en pa- rallèle avec le convertisseur. Le système de transmission de couple est relié fonctionnellement à un moteur à com- bustion interne, non représenté, par l'intermédiaire d'un arbre 13 qui est seulement indiqué schématiquement et sa sortie est en liaison d'entraînement, par l'intermédiaire d'un arbre de sortie 14, à un changement de vitesse prévu à la suite dans la transmission et qui n'est pas non plus représenté. Ainsi que le montre la demi-coupe schématique du système de transmission de couple 10 de la figure 2, en combinaison avec le schéma de commande de pression, le convertisseur de couple 11 est un convertisseur hydrau- lique classique. Il comprend un couvercle de convertis- seur 16 relié à la sortie d'un moteur à combustion in- terne, une roue de pompe 17 qui forme ensemble avec ce couvercle le carter du convertisseur, une roue de turbine 18, elle-même reliée par l'intermédiaire d'un arbre de sortie au changement de vitesse automatique non repré- senté, ainsi qu'une roue directrice 19 placée entre la roue de pompe et la roue de turbine. L'embrayage à fric- tion 12, formant une dérivation ou un pontage du conver- tisseur, est interposé entre la roue de turbine 18 et le couvercle 16 et possède un disque d'embrayage 20 solidarisé en rotation avec la roue de turbine du convertisseur et dont la garniture de friction 21 coopère avec une surface antagoniste 22 du couvercle 16. L'embrayage à friction possède en outre une chambre arrière 24 dirigée vers la roue de turbine 18 et une chambre avant 25 dirigée vers le couvercle 16. Le convertisseur est un dispositif de transmission hydraulique possédant une pompe 17, une turbine 18 et une roue directrice 19. Sans glissement, il ne transmet pas de couple. Lorsque la vitesse de rotation à l'entrée est constante, le couple transmis est d'autant plus élevé que le glissement est important. La figure lb montre cette relation pour une sortie freinée complètement, la ligne continue sur cette figure représentant un convertisseur conventionnel et la ligne discontinue représentant une convertisseur mou. Un convertisseur est appelé plus mou s'il a un glissement plus important pour le même couple, ce qui signifie aussi qu'il transmet un couple moindre pour le même glissement. Un convertisseur plus mou oppose donc moins de résistance au moteur. Si le conducteur demande un couple plus élevé, le convertisseur plus mou crée des différences plus élevées de vitesse de rotation. Les différences de vitesse plus élevées produi- sent ce qu'on appelle aussi l'effet de caoutchouc en ce sens que le véhicule réagit avec du retard à la manoeuvre de l'accélérateur, ce qui veut dire qu'il n'est pas "accroché" aux variations du papillon des gaz. Cependant, la plupart des tests d'émission com- mencent par une phase à froid. Si le moteur atteint plus facilement des vitesses de rotation plus élevées dans cette phase, il s'échauffe plus vite et les émissions de- viennent nettement meilleures. A une vitesse de rotation donnée du moteur, le convertisseur mou oppose un couple plus faible au moteur. Si le véhicule est arrêté et le moteur tourne à la vitesse de ralenti, le moteur doit vaincre le couple du convertisseur, de sorte que les pertes à l'arrêt du véhicule deviennent plus faibles si le convertisseur possède un caractère mou, ainsi que le montre la figure lc. Cette figure montre à titre d'exemple la perte à l'arrêt du véhicule pour un convertisseur mou, perte à laquelle on a attribué la valeur 0,95, alors que la perte pour un convertisseur conventionnel dans une situation semblable correspond, comme indiqué, à 1,6. Lorsqu'un couple de sortie est demandé, par exemple à une vitesse donnée du véhicule et une pente donnée, le glissement dans un convertisseur mou devient plus grand, ainsi que le montre la figure lb, de sorte que les pertes augmentent également (figure ld). Contrairement à un embrayage, un convertisseur est capable d'accroître le couple délivré. Cette conversion de couple est plus élevée, pour le même diamètre, dans le cas d'un convertisseur conçu pour avoir un caractère mou. Si l'on augmente le rapport de multiplication ou taux de conversion pour le même diamètre, le convertisseur devient plus mou. Le taux de conversion plus élevé a pour conséquence que l'effort de traction (et par suite le pouvoir d'accélération) s'accroît (figure le). Le convertisseur 11 est alimenté de façon connue en fluide de pression à travers une canalisation débouchant du côté de la roue de pompe dans le carter du convertisseur et à partir d'une source de fluide de pression non représentée, la commande ou régulation de la pression s'effectuant par une soupape de commande 31 qui est elle-même pilotée par un élément pilote 32. Le fluide de pression est évacué, par contre, à travers une canalisation non représentée menant à un radiateur d'huile 33 qui est seulement indiqué schématiquement. A côté de son application à la roue de turbine 18, la pression du fluide agit aussi sur le côté sortie de la roue de pompe 17 dans la chambre arrière 24 de l'embrayage à friction 12, o elle exerce une force sur le disque d'embrayage 20 pour presser celui-ci par sa garniture de friction 21 contre la surface antagoniste coopérante 22 du couvercle 16 du convertisseur. Comme l'embrayage est utilisé à tous les régimes avec du glissement, conformément à l'invention, la fente plus ou moins grande - en fonction du glissement - entre la garniture de friction 21 du disque d'embrayage 20 et la surface antagoniste 22 coopérant avec elle du couvercle de convertisseur 16, entraîne une alimentation étranglée en fluide de pression de la chambre avant 25 située entre le disque d'embrayage 20 et le couvercle 16. L'alimentation en fluide de pression de la chambre avant peut être contrôlée, au moyen d'une soupape raccordée à cette chambre par une canalisation 34, de manière qu'une pression différentielle réglable et agissant entre la chambre arrière et la chambre avant détermine le couple transmissible par l'embrayage à friction 12. En raison de la disposition parallèle du convertisseur 11 et de l'embrayage à friction 12, formant une dérivation ou pontage du convertisseur, le couple moteur est égal à la somme des couples transmis par le convertisseur ou la roue de pompe et l'embrayage, donc Mmoteur = Membrayage + Mroue de pompe Si l'on ne tient pas compte des pertes dans le système de transmission, le couple transmis au changement de vitesse est égal à la somme des couples transmis par le convertisseur ou la roue de turbine et l'embrayage, donc Mch.vit.= Membr.+ Mroue turb. ou Membr.+ (Mroue pompe x taux de conversion). La répartition ou le partage du couple moteur en un couple à transmettre par le convertisseur et un couple à transmettre par l'embrayage à friction parallèle est il- lustré en fonction du glissement sur la figure 3. On peut voir qu'à mesure que le glissement augmente, la partie du couple moteur transmise par le convertisseur s'accroît et que, par conséquent, le couple transmis par l'embrayage diminue. Toutefois, dans le procédé de commande selon l'invention, il n'y a pas de régulation du glissement, mais la partie du couple moteur à transmettre par l'em- brayage à friction est déterminée en fonction du régime du moteur et une unité de calcul, un microprocesseur par exemple, fixe la pression différentielle nécessaire sur l'embrayage pour que celui-ci transmette le couple ainsi déterminé. Le glissement s'établit alors de lui-même. La figure 4 représente, en fonction du temps, la vitesse de rotation du moteur 40 et la vitesse de rotation différentuelle 41 sur le convertisseur à l'accélération et au passage à un rapport ou vitesse supérieur, par exemple de la deuxième à la troisième. Par suite de l'accélération, la vitesse moteur augmente d'abord en deuxième, jusqu'au déclenchement de la manoeuvre de changement de vitesse, et diminue ensuite pendant la manoeuvre, laquelle commence en 42. Par contre, la vitesse différentielle sur le convertisseur reste d'abord constante, mais monte ensuite fortement pendant la manoeuvre de changement de vitesse. Après le passage de la deuxième à la troisième, la vitesse moteur et la vitesse différentielle sur le convertisseur diminuent, en 43, la dernière descendant à une valeur constante après une faible suroscillation à un niveau plus élevé qu'avant la manoeuvre de changement de vitesse. Ceci est illustré sur la figure 4. En revanche, la vitesse moteur remonte de nouveau légèrement en troisième en raison de l'accélération supposée au départ. On peut voir que l'embrayage à friction parallèle au convertisseur ne colle à aucun moment. Le fonctionnement se déroule au contraire avec du glissement à tous les stades. Un intérêt particulier revêt le couple de sortie 44, représenté sur la figure 5 en fonction du temps et en concordance avec la figure 4. Ce couple diminue fortement au début de la manoeuvre de changement de vitesse, s'accroit ensuite avec une forte pente pendant la phase de glissement important, en raison de l'accroissement de couple qui en résulte, et retombe à la fin de la manoeuvre - sans "post-oscillation" 46 notable et qui s'évanouit d'ailleurs immédiatement dans la transmission - à une valeur correspondant à la troisième vitesse. Les figures 6 et 7 montrent que dans le cas d'un pontage du convertisseur avec régulation du glisse- ment, les conditions lors d'une manoeuvre de changement de vitesse sont entièrement différentes. Les figures 6 et 7 se rapportent également au passage de la deuxième à la troisième vitesse d'un véhicule accélérant. Comme le montre la figure 6, la vitesse moteur ' monte en deuxième jusqu'au déclenchement de la ma- noeuvre de changement de vitesse, en 42', tandis que la vitesse différentielle 41' sur le convertisseur et par suite également le glissement restent constants. Au début de la manoeuvre en 42', la vitesse moteur diminue, tandis que la vitesse différentielle sur le convertisseur s'élève. Après le passage à la troisième, la vitesse moteur et la vitesse différentielle sur le convertisseur diminuent de nouveau. Etant donné que, dans le cas d'un pontage du convertisseur avec régulation du glissement, la tendance va vers le maintien à une valeur constante de la vitesse différentielle sur le convertisseur, également pendant la manoeuvre de changement de vitesse, cette manoeuvre dure plus longtemps que dans le cas du pontage du convertis- seur avec commande du couple parce que la turbine du convertisseur ne peut pas céder. A la fin de la ma- noeuvre, il se produit, en 47, un collage de l'embrayage à friction formant le pontage parce que la régulation du glissement ne peut agir que lorsqu'une déviation s'est déjà établie et que, de plus, cette action ne peut s'ef- fectuer qu'à une vitesse limitée par les éléments asser- vis et la stabilité du régulateur. A la suite de cette manoeuvre de changement de vitesse de plus longue durée, le glissement 41' se rajuste finalement, ainsi que le montre la figure 6, au niveau existant avant la manoeuvre. Dans le cas d'un pontage du convertisseur avec régulation du glissement, le couple de sortie 44' aussi chute fortement au début de la manoeuvre de changement de vitesse, pour remonter ensuite suivant une forte pente, de la même manière que dans le cas d'un pontage du convertisseur avec régulation du couple, et retomber à la fin de la manoeuvre de changement proprement dite, avec des post-oscillations 46' notables et s'évanouissant seu- lement de manière progressive, à une valeur correspondant à la troisième vitesse. On peut voir que le gradient de vitesse et la différence de vitesse de rotation à la fin de la ma- noeuvre sont très grands dans le cas d'un pontage du convertisseur avec régulation du glissement. Ceci est la cause du collage de l'embrayage à friction à la fin de la manoeuvre de changement de vitesse ainsi que - du fait que le convertisseur est ensuite ponté ou coupé complètement - des post-oscillations mentionnées, se produisent dans la transmission. Les figures 8 et 9 montrent également, comme les figures 4 et 5, l'accélération d'un véhicule pendant que s'effectue une manoeuvre de changement de vitesse, l'embrayage parallèle au convertisseur étant ouvert ou débrayé pendant la manoeuvre, mais fermé ou embrayé après le passage à une vitesse supérieure. On peut voir sur la figure 8 que jusqu'au dé- clenchement d'une manoeuvre de changement de vitesse, en 42", la vitesse moteur 40" s'élève, tandis que la vitesse différentielle 41" sur le convertisseur baisse légère- ment. Pendant la manoeuvre de changement de vitesse pro- prement dite, la vitesse moteur diminue ensuite, en conformité avec le passage à une vitesse supérieure. La différence de vitesse de rotation 41" sur le convertis- seur augmente à l'engagement de la manoeuvre pour dimi- nuer de nouveau à la fin de celle-ci et descendre à zéro, en 48, après un temps préfixé en raison de la fermeture de l'embrayage parallèle au convertisseur. Pour ce qui concerne le couple de sortie, les conditions sont initia- lement tout à fait analogues à celles obtenues avec la commande du couple selon l'invention de l'embrayage de pontage du convertisseur, mais à la suroscillation 46" à évanouissement rapide se produisant immédiatement à la fin de la manoeuvre, viennent s'ajouter, quand la vitesse différentielle tombe à zéro, donc à la fermeture complète de l'embrayage à friction en dérivation avec le convertisseur, des chocs considérables dus à la manoeuvre - avec des oscillations 49 qui ne s'évanouissent que lentement dans la transmission. Ainsi que le montre la comparaison du concept de commande selon l'invention d'après les figures 4 et 5 avec le pontage du convertisseur à régulation du glissement d'après les figures 6 et 7 et le concept de commande à pontage de convertisseur ouvert pendant la manoeuvre de changement de vitesse, mais fermé après celle-ci, d'après les figures 8 et 9, il y a beaucoup moins de chocs dus à la manoeuvre avec le pontage de convertisseur à commande du couple selon l'invention qu'avec les autres concepts de commande. Cela provient de ce que, pendant la manoeuvre, l'embrayage de pontage - agissant de toutes manières avec un glisement prédéter- miné - "cède" ou procure de la souplesse et la vitesse différentielle peut augmenter en conséquence. Dans le diagramme selon la figure 10, la courbe montre l'allure en fonction du temps de la différence de pression Ap agissant sur l'embrayage de coupure ou de pontage (appelé également embrayage de verrouillage pour "lock-up clutch"). A partir de la pression différentielle initiale Apini, cette différence de pression augmente d'abord suivant une pente raide avec le temps, ce qui in- dique la tangente 51 tracée depuis Apini, pour diminuer ensuite progressivement dans sa montée et se rapprocher finalement de façon asymptotique d'une pression différen- tielle de consigne Apco marquée par la ligne 52 en trait discontinu. Cela s'effectue, par une approche pas à pas, du fait que, à partir d'une pression différentielle APn à un instant tn, après un intervalle de détection ou d'échantillonnage At, la pression différentielle Apn+l est déterminée, à un instant tn+l, selon l'équation APn+l = (1 -) APco+ 3 APn o = f(Tv, t), (revendication 29) le gradient de la différence de pression nécessaire après l'intervalle de temps At est calculé, ce gradient est ajusté au moyen du système hydraulique et, enfin, cette série d'étapes est répétée sans cesse, jusqu'à ce que la valeur de consigne - marquée par la ligne 52 en trait discontinu - de la différence de pression soit atteinte. Le système de transmission de couple 60 repré- senté à titre d'exemple de réalisation sur la figure lla est constitué par un convertisseur hydrodynamique de couple 61 possédant un embrayage de pontage 62 et un en- semble amortisseur 63 agissant entre le convertisseur et cet embrayage. Le convertisseur de couple 61 comprend une roue de pompe 65 en liaison d'entraînement, solidairement en rotation, avec un moteur à combustion interne non repré- senté, une roue de turbine 67 reliée fonctionnellement à un moyeu 66 côté sortie, une roue directrice 68 disposée fixe dans le circuit de fluide entre la roue de pompe et la roue de turbine, ainsi qu'un convercle de convertis- seur 70 solidarisé en rotation avec la roue de pompe et entourant la roue de turbine. Le couvercle 70 est solidarisé en rotation avec la roue de pompe 65 et assure la liaison d'entraînement de cette dernière au moteur à combustion interne par l'intermédiaire de tenons d'entraînement 71, 72 qui dépassent du côté éloigné de la roue de pompe et sur lesquels est monté un volant non représenté de ce moteur. Entre la roue de turbine 67 et le couvercle 70, se trouve un piston annulaire 74 centré sur l'axe de rotation du convertisseur et formé par une pièce en tôle emboutie. Ce piston annulaire est monté, radialement à l'intérieur, par un moyeu d'étanchéité 75, sur un contre- moyeu d'étanchéité 76 s'étendant à partir de la pièce formant moyeu 66 solidarisé en rotation avec la roue de turbine, tandis qu'il est réalisé radialement à l'extérieur comme un disque de friction 78 faisant partie de l'embrayage et présentant une surface conique de friction 79. La surface conique de friction 79 - pourvue d'une garniture adéquate - du disque 78 du piston annulaire 74 coopère avec une surface de friction antagoniste 80, ayant une forme conique correspondante, du couvercle 70 solidaire en rotation avec la roue de pompe 65. Dans l'exécution marquée par des traits de hachure fortement espacés, les cônes des surfaces de friction coopérantes s'ouvrent dans le sens de l'éloignement de la roue de turbine 65. En raison de cette conformation, il se forme, entre la périphérie de la roue de turbine 67 et le disque de friction d'embrayage 78 de forme conique du piston annulaire, un espace annulaire, ayant une forme de coin en section droite, qui est entouré radialement à l'extérieur par le couvercle du convertisseur 70. Les avantages de cette configuration conique 79, dus surtout à une construction plus rigide et une plus grande surface de friction, sont les suivants: * La perte de puissance pouvant être dissipée est nette- ment plus grande et la température maximale de l'huile est plus faible pour la même perte de puissance. Cela aide à résoudre les problèmes traités par la suite - numérotés respectivement 5 (vitesse de com- mande), 2 (poussée du moteur) et le reste du pro- blème 3 (paramètre de régulateur). * La sollicitation de la garniture est diminuée du fait que la pression par unité de surface est plus uni- forme. * Le couple transmissible devient plus élevé. De nom- breux embrayages de pontage de type monodisque sont actuellement déjà à la limite de leur capacité quant à la puissance. Le couple transmissible diminue plus encore par suite des effets d'écoulement du courant d'huile de refroidissement. * Le poids et le moment d'inertie massique sont plus faibles puisqu'on peut choisir une tôle plus mince grâce à la construction plus rigide. * Le gonflement du convertisseur devient plus petit, ce qui améliore la possibilité de commande. La température maximale apparaissant localement joue un rôle important pour la durée de service de l'huile. La température est maintenue basse par un re- froidissement de la garniture, voir les figures 11b, 11c. Le refroidissement de la garniture réduit la surface portante. Cela n'est cependant pas un problème avec la forme conique puisque la pression par unité de surface de la garniture est plus uniforme (figures lld et lle). Le courant d'huile diminue en outre le couple transmissible; l'effet de renforcement du cône 79 apporte un remède à cet égard. Dans l'espace annulaire en forme de coin men- tionné précédemment, est logé l'ensemble amortisseur 63, comprenant des éléments amortisseurs élastiques 82 de forme annulaire, qui s'appuient chacun d'un côté, dans le sens périphérique, sur des parties d'amortisseur menantes 83 solidarisées en rotation avec le piston annulaire 74 et, par leurs autres extrémités, sur des parties d'amor- tisseur menées 84 solidarisées en rotation avec la roue de turbine 67. Les parties menantes 83 sont réalisées à la fa- çon de ressorts plats, disposées sur le côté du piston annulaire 74 dirigé vers la roue de turbine 67 et solida- risées en rotation avec celui-ci par des rivets 85 dans la zone comprise entre le moyeu d'étanchéité 75 de ce piston et le disque de friction d'embrayage 78. Du côté éloigné de la surface de friction 79 du disque 78, s'étendent des bras 86, 87 faisant saillie des parties menantes 83 - lesquelles suivent le profil du piston an- nulaire 74 - et entourant les éléments amortisseurs élas- tiques 82, de même que des entraîneurs 88, 89 appuyant chacun un élément élastique à une extrémité. Les parties d'amortisseur menées 84 sont des segments d'anneau soudés à la périphérie de la roue de turbine 67, d'o dépassent, en direction du disque de friction d'embrayage 78 du piston annulaire 74, des doigts d'entraînement 90 qui assurent l'appui des élé- ments amortisseurs élastiques 82 à leurs autres extrémi- tés. Les éléments élastiques sont donc reçus entre les entraîneurs 88, 89 des parties menantes 83 et les doigts d'entraînement 90 saillants des parties menées 84. L'ensemble amortisseur 63 du convertisseur 61 est de préférence conçu pour le régime de marche princi- pal, indiqué par des surfaces hachurées sur les figures 18 et 19. Une telle conception de l'amortisseur, opportune compte tenu du fait que le pontage complet du convertisseur est seulement envisageable dans ce régime de marche principal, garantit un bien meilleur amortissement de vibrations torsionnemlles que celui réalisable avec une conception de l'amortisseur pour une plus grande plage de marche. On obtient en outre une structure particulièrement compacte du convertisseur. L'embrayage de coupure représenté à titre d'exemple de réalisation au dessin et qui vient d'être décrit, possède une chambre de pression avant 92 entre le piston annulaire 74 et la roue de turbine 67 et une chambre de pression arrière 93 entre ce piston et le cou- vercle de convertisseur 70. Le disque de friction d'em- brayage 78 est amené à sa position d'embrayage, o il co- opère avec la surface de friction antagoniste 90 du cou- vercle 70, par suite de l'application d'une pression de fluide à la chambre avant 92 et le réglage du couple à transmettre par l'embrayage à friction s'effectue en fonction de la pression différentielle régnant entre cette chambre 92 et la chambre de pression arrière 93. Le couple d'entrée, appliqué par l'intermé- diaire du volant non représenté - lequel est solidarisé en rotation avec le couvercle 70 par les tenons d'entraînement 71, 72 dépassant de ce couvercle du côté éloigné du convertisseur - agit directement sur la roue de pompe 65 quand l'embrayage 62 est ouvert et est transmis ensuite, sous l'effet de la circulation de liquide hydraulique ainsi provoquée, au moyeu de sortie 66 par l'intermédiaire de la roue de turbine 67. Par contre, quand l'embrayage est complètement fermé, de sorte que le disque de friction 78 du piston 74 coopère sans glissement ou patinage avec la surface antagoniste de friction 80 du couvercle de convertisseur , les éléments amortisseurs élastiques 82 assurent une transmission mécanique directe à la roue de turbine 67 du couple d'entrée appliqué au couvercle de convertisseur et le couple est transmis à partir de cette roue, par l'intermédiaire du moyeu de sortie 66 relié rigidement à elle, à un arbre de sortie ou un moyen de transmission analogue relié fonctionnellement à un changement de vitesse automatique prévu à la suite. Lorsque l'embrayage fonctionne avec glissement, lequel dépend de la pression différentielle régnant entre la chambre avant 92 et la chambre arrière 93 de l'em- brayage de coupure, le couple d'entrée, appliqué par l'intermédiaire du couvercle de convertisseur 70, est ré- parti, en fonction du glissement, en un couple transmis par l'embrayage 62 d'une part et en un couple transmis par le convertisseur 61 d'autre part, comme le montre schématiquement la figure 12. La transmission du couple de l'embrayage 62 à la roue de turbine 67 et au moyeu de sortie 66 solidaire en rotation avec cette roue, garantit une compensation efficace d'irrégularités du couple appliqué à l'entrée. En raison de la disposition des éléments amortisseurs élastiques 82 dans la zone périphérique entre le disque de friction 78 du piston annulaire 74 et la roue de turbine 67, l'obtention et la maîtrise de débattements ou courses élastiques comparativement grands des ressorts formant ces éléments sont garanties. Selon l'invention, l'embrayage à friction 12, 62 peut être commandé de manière qu'il soit au moins par- tiellement fermé (embrayé), au moins par intermittence, dans toutes les vitesses de marche avant. En d'autres termes, on prévoit également une régulation de glissement de l'embrayage dans la première vitesse ou à partir de la première vitesse, y compris avec la possibilité d'un em- brayage complet. Les surfaces coniques de friction du couvercle de convertisseur 70 et du disque de friction 78 sont cependant réalisables aussi comme des cônes s'ouvrant en direction de la roue de turbine, ainsi que cela est montré par l'exécution marquée par les traits de hachure très rapprochés et comme cela est indiqué en 70a et 78a. Les ressorts amortisseurs 82 peuvent être alors logés ra- dialement plus vers l'intérieur, par exemple autour du moyeu 66. Dans le cas des systèmes de transmission de couple de conception classique, l'embrayage de coupure, lequel est complètement ouvert aux rapports ou vitesses inférieurs, est fermé ou embrayé plus ou moins aux rapports supérieurs. Dans l'intérêt d'un bon rendement global et afin de limiter la chaleur dégagée, les convertisseurs sont conçus pour avoir un caractère "dur". La figure 13 montre le diagramme caractéristique primaire d'un convertisseur d'une telle conception avec le couple de la pompe en fonction de la vitesse de rotation de la pompe et avec le rapport des vitesses de rotation de la turbine et de la pompe en tant que paramètre. La figure 13 comporte en outre un diagramme ca- ractéristique d'un moteur d'entraînement avec le couple de sortie du moteur en fonction de sa vitesse de rotation, correspondant à la vitesse de la turbine. Enfin, la figure 13 montre également, par des hachures, le régime de marche principal, comprenant à peu près la plage de vitesse entre 750 et 2000 tr/min. Le diagramme caractéristique secondaire de la figure 14 représente le couple de la turbine en fonction de sa vitesse de rotation avec indication des rendements dans les plages de puissance les plus diverses pour le convertisseur "dur" selon le diagramme caractéristique de la figure 15. Le diagramme caractéristique de sortie montré par la figure 15, dans lequel le couple de la turbine du convertisseur est représenté en fonction de la vitesse de rotation de la turbine, indique le domaine de conversion, dans lequel le couple de la turbine diminue fortement à mesure que la vitesse s'élève, ainsi que le domaine d'em- brayage se raccordant au domaine de conversion. De plus, * cette figure représente également, à l'intérieur du dia- gramme caractéristique de sortie, le régime de marche principal, indiqué par une surface hachurée finement. Avec les systèmes de transmission de couple comportant un convertisseur conçu pour avoir un caractère "dur", dans l'intérêt d'un bon rendement d'ensemble et afin de limiter le dégagement de chaleur, l'accroissement du couple diminue fortement à mesure que la vitesse de rotation augmente. Pour cette raison, il n'y a plus qu'un faible accroissement de couple dans la plage de vitesse moyenne et il n'y a plus d'accroissement de couple du tout dans la plage de vitesse supérieure. Dans le diagramme caractéristique primaire se- lon la figure 16, le couple de la pompe est représenté en fonction de la vitesse de rotation de la pompe avec le rapport de vitesses turbine/pompe en tant que paramètre d'un convertisseur "mou". Les caractéristiques de ce convertisseur conçu pour avoir un caractère "mou" ont une allure nettement plus plate, pour les mêmes paramètres, que celles de la figure 13. Le domaine de conversion s'étend sur la plage de vitesse moyenne jusque dans la plage de vitesse supérieure. Ainsi que le montre la figure 17, cela conduit à un diagramme caractéristique secondaire fortement élargi comparativement au diagramme secondaire montré par la figure 14 d'un convertisseur "dur". Par voie de consé- quence, avec une conception molle du convertisseur, on dispose de réserves d'accélération nettement plus grandes, lesquelles rendent superflue, en beaucoup de cas, une rétrogradation lors d'une accélération. Ces réserves d'accélération sont montrées en particulier par la figure 18, dans laquelle le diagramme secondaire selon la figure 14, appartenant à un conver- tisseur dur, a été superposé au diagramme secondaire se- lon la figure 17, coordonné au convertisseur de caractère mou. Avec une conception molle du convertisseur, on gagne la zone représentée en traits interrompus entre les deux courbes de pleine charge des deux convertisseurs pour ob- tenir un accroissement de couple. Ceci est montré aussi par le diagramme caracté- ristique de sortie selon la figure 19 - analogue à celui de la figure 15 d'un système de transmission de couple avec un convertisseur conçu pour avoir un caractère mou. Le domaine de conversion utilisable est agrandi, compara- tivement au domaine caractéristique de sortie selon la figure 15, de la zone située au-dessus de la ligne dis- continue. Ce diagramme caractéristique comporte par ail- leurs également le régime ou domaine de marche principal, représenté par une surface finement hachurée, et la zone à glissement minimal. La figure 18 comporte en outre des points de fonctionnement 1, 2 et 3. Dans des exécutions de convertisseurs effectivement fabriquées, de caractère "dur" et de caractère "mou", les valeurs de glissement et les rendements indiqués ci-après ont pu être relevés à ces points de fonctionnement: convertisseur "dur" convertisseur "mou" glissement (%) rendement glissement (%) rendement point 1 65 0,547 75 0,388 1 5 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ __ point 2 40 0,789 60 0,669 oint 3 2 0,980 2 0,980 On peut voir que, dans les plages de vitesse inférieure et moyenne, avec une conception de convertisseur "molle", le rendement reste certes en ar- rière par rapport au rendement d'un convertisseur conçu pour avoir un caractère "dur", mais il se produit un glissement nettement accru et par suite un meilleur ac- croissement du.couple. En revanche, au point de fonction- nement 3 de la figure 18, les glissements et les rende- ments sont les mêmes, qu'il s'agisse d'une conception dure ou d'une conception molle du convertisseur. En raison du comportement dynamique de systèmes hydrauliques et mécaniques, en cas d'augmentation trop rapide de la vitesse d'un paramètre influençant la répar- tition du couple à transmettre par le système de trans- mission entre le convertisseur et l'embrayage à friction, il peut se produire une excitation de vibrations de di- verses fréquences par suite d'une trop grande secousse ou d'un collage de l'embrayage. Afin d'éviter de telles excitations de vibra- tions, un perfectionnement avantageux de l'invention pré- voit que le réglage d'une valeur nouvellement calculée ou recalculée et qui diffère de la valeur précédente d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à friction, de préférence de la pression différentielle, s'effectue avec du retard selon une fonction dépendante du temps. Le réglage d'une valeur recalculée différente de la valeur précédente d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à friction, peut cependant s'effectuer aussi avec du retard selon une fonction dé- pendante de la vitesse de rotation différentielle entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple. Le réglage d'une valeur recalculée différente de la valeur précédentes d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à friction, peut cependant s'effectuer aussi avec du retard selon une fonction dé- pendante du gradient de la vitesse moteur. La perte de puissance pour une situation de marche donnée (poids, pente) diminue à mesure que le taux de conversion croît, comparativement à un convertisseur mou sans taux de conversion relativement élevé, mais elle est généralement plus importante qu'avec un convertisseur raide, voir la figure 20. En présence d'un important glissement, les pertes ne sont pas plus élevées, malgré un convertisseur qui en même temps plus mou, que dans le cas d'un convertisseur plus raide parce que le taux plus élevé de conversion du couple améliore le rendement (zone A sur la figure 20). En l'absence d'un embrayage de coupure, il faut trouver un compromis entre les pertes à l'arrêt et la capacité d'accélération (le convertisseur devrait donc être plutôt mou) et entre les pertes pendant la marche (au cours de laquelle le convertisseur devrait être plutôt raide). Les limites sont préfixées à cet égard par les caractéristiques physiques du convertisseur. Ces limites ont été étendues ces dernières années. Les convertisseurs ainsi conçus sont plutôt raides. L'effet de la perte de puissance peut être li- mité par un embrayage de coupure classique avec amortis- seur de torsion et sans glissement. Il y a cependant des restrictions. Pour des motifs liés au confort (ronflement, cliquetis et alternances de charges), ces embrayages de coupure sont seulement utilisables aux com- binaisons de rapports supérieures et seulement à une vi- tesse de rotation relativement élevée. Malgré cela, il subsiste le plus souvent encore certaines altérations du confort. Pour mieux faire ressortir la problématique du ronflement et du cliquetis, on a représenté sur la figure 21 l'amplitude de vibration - excitée par une irrégula- rité dans le couple moteur - en fonction de la vitesse moteur. Suivant les excitations provenant du moteur et la sensibilité au ronflement du véhicule, le pontage du convertisseur est seulement possible à partir d'une vi- tesse de rotation relativement élevée. Or, on sait que le moteur tourne le plus souvent à une vitesse relativement basse. Les économies de carburant sont donc limitées. Un autre problème est le comportement à l'égard des alternances de charges et le comportement à la mise en et hors circuit du pontage (de l'embrayage de cou- pure), voir la figure 22. Si le conducteur appuie sur l'accélérateur alors que le convertisseur est shunté ou ponté par l'embrayage, il obtient d'abord une secousse à la place de l'accroissement désiré de l'effort de traction. L'embrayage s'ouvre ensuite, ce qui peut même conduire dans les cas les plus défavorables à une courte disparation initiale du couple. C'est après seulement que le conducteur obtient l'accroissement désiré de l'effort de traction. A la fermeture de l'embrayage, une nouvelle excitation à la vibration de la transmission peut se pro- duire. Des problèmes de confort peuvent se produire aussi lors des manoeuvres de changement de vitesse, rai- son pour laquelle l'embrayage de coupure est habituellement débrayé avant une telle manoeuvre. Comme ces effets sont les plus accentués aux combinaisons de rapports inférieures, le pontage est seulement mis en circuit dans la quatrième ou la cinquième vitesse dans le cas des systèmes de pontage conventionnels. La perte de puissance occasionnée en première lors d'une montée, n'est donc pas réduite par un pontage. La capacité de refroidissement étant prédéterminée, cette perte de puissance limite également la mollesse ou sou- plesse admissible du convertisseur. En beaucoup de régimes, l'"effet d'élastique" précité ne peut pas être empêché et n'autorise donc pas non plus le choix d'un convertisseur plus mou. Le système de pontage du convertisseur selon l'invention comprend un embrayage de pontage glissant dont les surfaces de friction ont une configuration co- nique et auquel sont coordonnés un mini-amortisseur de torsion, une commande adaptative et un convertisseur mou. I1 s'agit d'un système avec glissement. Les avantages procurés par le glissement par rapport à un pontage complet sont les suivants: * Le ronflement est diminué. * Le comportement à l'égard des alternances de charges est amélioré. * La qualité des manoeuvres de changement de vitesse devient nettement meilleure (un pontage complet n'est généralement pas acceptable pour ces manoeuvres). * La qualité de mise en circuit du pontage devient meilleure (mettre en circuit signifie ici enclencher l'embrayage de pontage alors que le convertisseur est ouvert, mais non pas obligatoirement jusqu'à la sup- pression complète du glissement). La diminution de l'excitation des ronflements permet d'effectuer le pontage plus tôt que dans le sys- tème conventionnel, voir la figure 23. Le comportement à l'égard des alternances de charges et la mise à disposition de l'effort de traction sont nettement améliorés en comparaison avec le système conventionnel, voir la figure 24. Si le conducteur appuie sur l'accélérateur, il ne se produit pas d'à-coup parce que l'embrayage de pontage patine. Ce patinage a pour conséquence que le glissement et par suite la transmission d'un couple par le convertisseur s'établissent. De ce fait, il n'y a pas non plus de disparition de couple. Le couple augmente continûment, au-delà du couple moteur, en raison de la conversion croissante. Le pontage peur avoir lieu plus tôt, y compris dans les combinaisons de rapports inférieures et à une faible vitesse de rotation. S'il y a autant d'avantages, on peut se deman- der pourquoi les dérivations ou pontages à glissement ne sont pas appliqués partout actuellement. La réponse est qu'il existe naturellement aussi quelques problèmes possibles liés au glissement (illustrés notamment pa la figure 25), à savoir: 1. A basse vitese de rotation, le glissement nécessaire pour éviter le ronflement est le plus souvent relati- vement grand, de sorte que la perte de puissance de- vient également grande. Si le glissement est diminué, il se produit des collages de courte durée, ce qui provoque en beaucoup de cas un ronflement (Anl). 2. Beaucoup de moteurs ne doivent pas être poussés trop sous forte charge. S'il n'est pas autorisé de pousser le moteur sous charge élévée, on a deux possibilités. On augmente la vitesse du moteur en ouvrant complète- ment le pontage ou en permettant un glissement plus important du pontage. Cette dernière solution s'ac- compagne de pertes de puissance plus élevées sur le pontage (An4). 3. Le réglage d'un faible glissement est difficile. Avec des paramètres de réglage "serrés", il se pose fré- quemment des problèmes de réglage; si l'on assouplit les paramètres, le glissement peut s'écarter nette- ment de la valeur prescrite. Une commande a des avan- tages en de nombreux cas, mais une fluctuation du glissement est pratiquement inévitable dans ce cas aussi. Un collage de l'embryage peut se produire (risque de ronflement) ou un glissement trop impor- tant (pertes plus élevées). 4. La commande ne peut pas avoir toute la précision que l'on pourrait souhaiter. Plus le couple à régler de- vient faible, plus il devient difficile d'obtenir une régulation ou une commande exacte. 5. La commande ne peut pas avoir la rapidité que l'on pourrait souhaiter. Lors de processus non station- naires, le circuit de commande nécessite un temps d'ajustement. Le glissement s'écarte de la valeur voulue dans ces phases. Pour évtier le ronflement, il faut donc maintenir un glissement déterminé. I1 en résulte de nouveau des valeurs de glissement plus élevées (An2, An3). 6. Des pertes se produisent sur le pontage. Un problème capital des embrayages glissants ou patinants est la durée de vie. Ils supportent certes les pertes ou dissipations de puissance pendant un certain temps. Des problèmes de broutage par exemple apparaissent cependant après de nombreux milliers de kilomètres. Ces problèmes de broutage trouvent leur origine le plus souvent dans une dégradation de l'huile, la gar- niture de friction étant généralement encore dans un état convenable. Les addititifs sont dégradés par échauffement local, ce qui se répercute avec le temps dans la totalité de l'huile. La garniture doit être très bien refroidie, même si la dissipation de puis- sance est faible. La sécurité contre un échauffement local doit être maximale. A la perte de puissance par glissement pour le découplage des vibrations et aux points 2 et 3, vient s'ajouter en plus la perte de puissance occasionnée à la mise en et hors circuit du pontage. Plus les vitesses de rotation sont basses et plus les charges sont élevées à la mise en circuit du pontage, plus grande est la perte de puissance, sur- tout si l'on veille à obtenir une mise en et hors circuit confortable du pontage. Pour combattre ces problèmes, l'invention pré- voit un amortisseur de torsion très simple (qui peut aussi être conçu pour une partie de la charge), la confi- guration conique des surfaces de friction et une commande adaptative. La coopération de ces composants du système est illustrée dans un graphique à bulles (figure 26). Les bulles entourées d'un trait fort représentent les de- mandes des clients et les bulles hachurées représentent les composants du système selon l'invention. Les avantages de cet amortisseur de torsion très simple, appelé ici miniamortisseur de torsion (voir également la figure 25), sont les suivants: * Il permet de résoudre le problème 1 (ronflement). Les impulsions apparaissant lors d'un collage de courte durée sont ainsi filtrées et il n'y a pas de ronfle- ment. * Il permet de résoudre en partie le problème 3 (pro- blème de paramètre de réglage). Dans ce cas aussi, le bref collage n'a plus d'effet négatif. * Il permet de résoudre le problème 4 (précision de la commande sous faible couple). Tant que le couple mo- teur est faible, le pontage peut être mis en circuit avec un couple transmis de valeur plus élevée puisque l'amortisseur de torsion assure le découplage des vi- brations. Le glissement peut être choisi plus faible. Le glissement empêche une excitation dans le domaine de ré- sonance de l'amortisseur. Il s'ensuit que des éléments de friction ne sont pas nécessaires dans l'amortisseur. Le mini-amortisseur de torsion est plus léger et plus écono- mique qu'un amortisseur de torsion classique. On expliquera ci-après encore une fois de façon résumée les relations fortement imbriquées montrées sur le graphique à bulles de la figure 26: -> Convertisseur mou => plus faibles pertes au ralenti mais => plus grandes pertes pendant la marche But: abaisser la con- sommation => pontages dans tous les rapports + augmenter le taux de conversion => amélioration des perfor- mances de marche But: éviter ronflement => imprécision dans la commande => glissement plus important nécessaire en moyenne -> Mini-amortisseur torsion + commande adaptative => le glisssement moyen peut être abaissé + alternances de charges, change- ment de rapport, mise en et hors circuit et comportement de réponse peuvent être optimisés mais fonctionnement instable et, aux faibles vitesses du moteur => important glissement nécessaire => évacuer chaleur => abaisser température locale de l'huile -> Embrayage conique => grande surface => possibilité d'une bonne uti- lisation de la garniture => important débit d'huile de refroidissement réalisable mais -> le couple transmissible est abaissé => effet de renforcement du cône => transmission du couple assurée => forme rigide => pression surfacique uniforme => sollicitation idéale de la garniture => coefficient de frottement constant => bonne distribution lo- cale de la température => prolongation de la durée de vie => plus faible moment d'inertie massique => amélioration supplémentaire des performances de marche La figure 27 montre, par des diagrammes 1 à 5, des exemples de critères pour choisir le facteur kme ou le diagramme caractéristique pour kme, pouvant être mémo- risé par exemple dans une unité centrale (UC), le signe + dans ces diagrammes indiquant une bonne qualité et - indiquant une mauvaise qualité. Le facteur kme est représenté en abscisses et la tendance de l'effet produit par les critères par rapport à la grandeur du facteur kme est représentée en ordonnées. Ainsi qu'il ressort d'une comparaison des courbes caractéristiques idéalisées de ces diagrammes, les différents critères sont en partie contradictoires, en ce sens qu'ils s'opposent mutuellement par rapport au facteur kme. Pour cette raison, lorsqu'on veut tenir compte de plusieurs de ces critères, il y a lieu de les pondérer suivant l'application ou le comportement désiré du véhicule en ce qui concerne leur priorité ou leur importance. Ainsi qu'il ressort du diagramme 1, l'acoustique, c'est-à-dire le comportement quant au bruit, ne peut pas être améliorée à volonté en choisis- sant un facteur kme très petit parce qu'il pourrait en résulter, en raison de l'important glissement dans l'embrayage de pontage, une sollicitation thermique excessive de cet embrayage ou du convertisseur. L'influence négative d'un trop grand glissement dans l'embrayage est visible dans le diagramme 2 de la figure 27. Il existe par conséquent des conditions limites qu'il s'agit de ne pas dépasser vers le bas ou vers le haut. Entre les conditions limites acceptables qu'il ne faut pas dépasser dans un sens ou dans l'autre, on dispose cependant d'une possibilité de changement du facteur kme. Comme déjà mentionné, ce facteur peut être varié d'après les conditions de fonctionnement en présence et cette variation peut s'effectuer par paliers ou de façon continue entre des valeurs limites déterminées. Il est avantageux que le facteur kme puisse être changé en fonction de variables du véhicule automobile. Ces variables du véhicule ou de son système moteur peuvent être relevées par un processeur, de manière que celui-ci puisse ajuster ou déterminer le facteur kme coordonné à ces variables. Ledit facteur peut être lu dans un diagramme caractéristique mémorisé par exemple. En de nombreux régimes d'un moteur à combustion interne, il peut être avantageux d'agir sur l'embrayage de pontage de manière que celui-ci puisse transmettre la totalité du couple net délivré par le moteur et appliqué à ce moment précis. Une telle commande de l'embrayage peut être avantageuse surtout dans le régime inférieur d'un moteur à combustion interne, auquel cas il convient particulièrement que l'embrayage comporte un amortisseur conçu pour cette plage de charge partielle. Un tel amortisseur possède donc un couple de pontage ou de butée plus petit que le couple maximal ou nominal délivré par le moteur à combustion interne. Ce couple de butée peut être de l'ordre de grandeur de 30 à 60 % du couple nominal du moteur. L'effet produit par un tel amortisseur ressort du diagramme 1 de la figure 27. L'emploi d'un amortisseur de vibrations de ce type permet de combattre en partie au moins les problèmes acoustiques qui se posent dans le régime inférieur d'un moteur à combustion interne en relation avec un facteur kme relativement grand. La figure 28 représente un schéma synoptique ou organigramme d'une commande de couple avec adaptation, qui sera expliqué plus en détail dans ce qui suit. L'ac- tionnement de l'embrayage de pontage du convertisseur peut s'effectuer dans ce cas par l'intermédiaire d'un or- gane de réglage électro-hydraulique. Selon la figure 28, le couple moteur de l'équi- pement moteur, constitué en particulier par un moteur à combustion interne, est calculé d'abord, en 1, à partir de différentes grandeurs d'entrée. Les grandeurs utili- sées dans ce but comprennent au moins deux des grandeurs suivantes: vitesse de rotation de l'équipement moteur, position de l'accélérateur ou d'un levier de charge com- mandant l'amenée de carburant, dépression régnant dans le collecteur d'admission, temps d'injection, consommation de carburant et ainsi de suite. Une conjonction 1, pro- duisant une correction du couple moteur, est opérée en 2. Cette correction s'effectue au moyen de coefficients de correction fournis par le dispositif d'adaptation du sys- tème désigné par 12. Ces coefficients permettent de compenser les déviations se produisant dans le système par rapport à l'état désiré, plus exactement de les compenser par des fractions additives, multiplicatives et/ou non-linéaires Le facteur kme correct pour le régime concerné est fixé ou déterminé en 3. Ce facteur représente le rap- port de couples Membrayage/Mmoteur corrigé à régler par la commande comme une valeur fixée préalablement pour chaque point de fonctionnement, à la façon d'un diagramme caractéristique, à partir de la pondération choisie chaque fois des critères indiqués sur la figure 27. La conception de l'amortisseur - éventuellement présent - de l'embrayage de pontage est particulièrement importante à cet égard puisque, en présence d'un tel amortisseur, le facteur kme peut être maintenu constant sur au moins une partie relativement grande de la plage de fonctionnement du moteur ou du convertisseur hydrodynamique de couple. Le calcul du couple de consigne à transmettre par l'embrayage s'effectue, en 4, au moyen du facteur kme concerné et du couple moteur corrigé de l'équipement mo- teur. Une correction supplémentaire du couple de consigne à transmettre par l'embrayage peut s'effectuer, en 5, par les fractions additives, multiplicatives et/ou non-li- néaires provenant du dispositif d'adaptation du système 13. La conjonction 2 peut donc être prévue. Pour de nom- breuses applications, il suffit d'une seule des deux conjonctions 1, 2, la première étant conservée de préférence. Le calcul de la grandeur réglante à partir du couple de consigne corrigé à transmettre par l'embrayage, ainsi que de la fonction de transfert inverse du circuit représentant l'embrayage de pontage, s'effectue en 6. La grandeur de sortie du régulateur peut être calculée, en 7, sur la base de la grandeur réglante déterminée en 6 et de la fonction de transfert inverse de l'organe de réglage. Il est particulièrement avantageux que ce dernier soit constitué par un organe de réglage électro- hydraulique. Il peut s'agir avantageusement d'une électrovanne à débit proportionnel à l'excitation ou d'une électrovanne modulée par largeur d'impulsion. Une rétroaction des grandeurs réglantes peut s'effectuer en 8 sous la forme d'une régulation ou d'une adaptation. Cette rétroaction peut cependant être supprimée également. Une mesure du couple réel transmis par l'embrayage peut s'effectuer en 9, par exemple à l'aide d'un capteur de couple ou d'une jauge extensométrique. A la place de la mesure, en 9, du couple réel transmis par l'embrayage, ce couple peut être calculé aussi à partir des variables, ainsi qu'à partir des caractéristiques physiques du véhicule et du convertisseur. Dans ce but, il est possible, par exemple, que le réseau de caractéristiques du moteur et/ou le diagramme caractéristique du convertisseur, ou des grandeurs représentant ces diagrammes, soient mémorisés dans un processeur ou dans une unité centrale. En outre, un diagramme caractéristique représentant la capacité de transmission de couple de l'embrayage de pontage, ou des grandeurs re- presentant ce diagramme, peuvent être mémorisés à cet ef- fet. Dans la mesure o une détermination du couple réel transmis par l'embrayage s'effectue à la fois selon le point 9 et le point 10, une compensation du couple réel mesuré peut s'opérer à l'aide du couple réel calculé à partir du modèle. La compensation peut consister en une conjonction logique avec formation du minimum et du maxi- mum, ou en une comparaison constituant un contrôle de vraisemblance. Dans le dispositif d'adaptation du système dé- signé par 12 sur la figure 28, peuvent se dérouler notam- ment les comparaisons suivantes et les corrections qui s'y rapportent. a) Comparaison du couple de consigne corrigé à transmettre par l'embrayage et du couple réellement transmis par lui; cette comparaison peut s'opérer également à long terme, par exemple par observation des déviations à l'aide d'une fe- nêtre temporelle déplacée en même temps. Comparaison du couple moteur corrigé et du couple moteur calculé à posteriori; cette comparaison peut s'effectuer également à long terme, par exemple par observation des déviations à l'aide d'une fenêtre temporelle déplacée en même temps. Exploitation de signaux auxiliaires, provenant par exemple de la mise en marche ou de l'arrêt d'appareils auxiliaires tels qu'une installation de climatisation, un compresseur, un circuit de commande du changement de vitesse, et ainsi de suite. b) Détection des déviations de système déterminées sous a) en fractions additives, multiplicatives et/ou non-linéaires de Mmot et Memb et réparti- tion consécutive sur les boucles d'adaptation 1 et 2 ou les conjonctions 1 et 2 correspondantes. La détection ou la détermination des fractions concernées de Mmot et/ou Memb peut s'opérer par exemple selon les trois diagrammes de la figure 29. Dans le diagramme selon l'exemple 1 de la fi- gure 29, on a représenté en fonction du temps une allure du couple réel et une allure du couple de consigne, la courbe du couple réel en fonction du temps présentant une brusque variation. Celle-ci peut être due, par exemple, à la mise en marche d'un appareil auxiliaire tel qu'un com- presseur. Il peut être tenu compte de la variation du couple réelprovoquée par cet appareil auxiliaire au moyen d'une fraction additive par laquelle le couple mo- teur peut être corrigé en conséquence. Dans le diagramme selon l'exemple 2 de la fi- gure 29, on a également représenté une allure de couple réel et une allure de couple de consigne en fonction du temps. On peut voir dans ce diagramme que le rapport entre les couples - coordonnés à un temps déterminé - reste essentiellement constant, bien que la différence entre les couples change. La compensation de déviations d'une telle allure entre le couple réel et le couple de * consigne peut s'opérer au moyen d'une fraction multipli- cative. Une allure de cette sorte entre le couple réel et le couple de consigne peut être due, par exemple, à l'ad- hérence de frottement qui existe entre les surfaces de friction de l'embrayage de pontage, ou à la variation du coefficient de frottement. Il s'agit dans ce cas d'une fraction d'embrayage multiplicative. Dans le diagramme selon l'exemple 3 de la fi- gure 29, on a également représenté une allure de couple réel et une allure de couple de consigne en fonction du temps. Comme on peut le voir, les deux couples changent avec le temps, mais la différence entre eux reste au moins approximativement constante. Une telle déviation entre le couple réel et le couple de consigne désiré peut être compensée au moyen d'une fraction additive. Une allure de cette sorte entre le couple réel et le couple de consigne peut être due à une déviation de la grandeur réglante de l'embrayage de pontage. La figure 30 représente un organigramme d'une commande de couple avec un dispositif d'adaptation de structure très simple. La commande de l'embrayage de pon- tage s'effectue ici par voie électro-hydraulique au moyen d'une électrovanne à débit proportonnel à l'excitation ou d'une électrovanne modulée par largeur d'impulsion. Le signal de sortie du calculateur de régulation, ou la grandeur de sortie du calculateur, est un courant de ré- glage qui s'ajuste proportionnellement à un rapport cy- clique apparaissant par exemple sur la sortie modulée en largeur d'impulsion du calculateur. Le couple transmis par l'embrayage est la conséquence de la différence de pression ainsi établie sur l'embrayage de pontage, c'est- à-dire entre les deux chambres de pression de celui-ci. L'adaptation du système se borne à la correction adaptative du couple moteur, dont la déviation résulte de la différence entre le couple de consigne et le couple réel transmis par l'embrayage. Dans une exécution selon la figure 30, la conjonction 2 et la rétroaction du couple moteur corrigé (Mmotcor) sont supprimées comparativement à la figure 28. Selon la figure 30, la différence de pression de consigne (DP) est déterminée en 6, plus précisément en fonction du couple de consigne à transmettre par l'em- brayage en tant que grandeur principale, ainsi que, éven- tuellement, en fonction du couple moteur corrigé (Mmotcor) et de la vitesse de rotation de la turbine (n turbine) en tant que paramètres. Le bloc fonctionnel 7 selon la figure 28 est partagé sur la figure 30 en deux sous-blocs fonctionnels désignés respectivement par 7a et 7b. A chacun de ces sous-blocs fonctionnels est coordonnée une rétroaction 8a ou 8b. La grandeur d'entrée de la fonction de transfert inverse de l'organe de réglage (7 = 7a et 7b) est la dif- férence de pression de consigne (DPco) calculée en 6. La grandeur de sortie est constituée par le rapport cyclique correspondant en tant que grandeur de sortie du régulateur. L'organe de réglage suivant se partage en une partie électrique formée par un étage final et le bobi- nage de l'électrovanne et une partie hydraulique détermi- nante pour l'application de la pression voulue à l'em- brayage de pontage du convertisseur. La grandeur d'entrée de la partie électrique de l'organe de réglage est le rapport cyclique. Celui-ci est transformé, côté sortie, en un courant électrique réel d'excitation. En fonction de ce courant réel (Iré), la partie hydraulique de l'organe de réglage produit une application de pression correspondante à l'embrayage de pontage. Cela s'effectue par l'établissement d'une différende de pression coordonnée entre les chambres, par exemple les chambres 24 et 25 selon la figure 2, de l'embrayage de pontage. Le bloc 7a représente la fonction inverse de la partie hydraulique de l'organe de réglage, dans lequel est calculé, à partir de la pression de consigne (DPco), le courant de consigne (Ico) correspondant. Cette partie de l'organe de réglage possède un dispositif de rétroaction de la pression réelle (DPré) mesurée, sous la forme d'un dispositif d'adaptation qui est représenté par le bloc 8a. Ce dispositif d'adaptation de la pression 8a fournit le courant de consigne corrigé (Icocor). La seconde partie 7b de la fonction de transfert inverse 7 de l'organe de réglage représente la partie électrique qui calcule à partir du courant de consigne corrigé le rapport cyclique correspondant. Un algorithme de réglage PID est employé à cet effet. La grandeur d'entrée IcorR pour le comportement de transfert inverse de la partie électrique de l'organe de réglage est calculée ici, à l'aide d'un régulateur PID, à partir de la déviation de réglage Icocor = Ico - Iré (Iré est mesuré après le bobinage de l'électrovanne). La numérotation de 1 à 12 des différents blocs ou pavés de la figure 30 correspond essentiellement à la numérotation des blocs ou pavés de la figure 28. De cette manière, les différents blocs fonctionnels de l'exécution électro-hydraulique particulière selon la figure 30 peu- vent être rapportés à l'exécution générale selon la fi- gure 28. Les désignations contenues dans la figure 30 ont les sig- nifications suivantes: DPco = différence de pression de consigne sur l'em- brayage de coupure ou de pontage du convertis- seur. Elle correspond à la différence entre les pressions régnant dans les chambres formées de part et d'autre du piston. DPré = différence de pression réelle entre les deux chambres de l'embrayage de pontage du conver- tisseur. P aval = pression après l'embrayage de pontage du con- vertisseur, c'est-à-dire pression dans la chambre 25 ou la canalisation de retour 34 selon la figure 2. Ico = courant de consigne électrique pour la vanne électro-hydraulique. delta n= différence de vitesse de rotation entre la roue de pompe et la roue de turbine; delta n est donc égal à n roue de pompe - n roue de turbine. Les grandeurs désignées par "*cor" correspondent à des grandeurs corrigées par adaptation; Les variables du véhicule indiquées avant le bloc désigné par 10 sur la figure 30 comprennent le glis- sement dans l'embrayage de pontage ou le convertisseur. Ainsi que cela ressort également de la figure , la différence de vitesse de rotation delta n = n roue de pompe - n roue de turbine, ne représente pas une gran- deur réglante, comme cela est le cas avec les régulations de glissement connues. Dans la commande de couple selon l'invention, cette différence de vitesse de rotation delta n est utilisée en tant que variable du système à commander en vue de l'observation d'éventuelles dévia- tions de couple, lesquelles réagissent ensuite à leur tour, dans le dispositif d'adaptation, grâce à des combinaisons appropriées, pour corriger la commande. Dans ce processus, les valeurs de couple observées, par exemple à l'aide d'une sorte de fenêtre temporelle déplacée conjointement, peuvent être mémorisées pendant une durée prédéterminée afin de détecter les fractions des déviations sur l'embrayage et le moteur. Cela s'effectue dans le dispositif d'adaptation du système désigné par 12. La commande selon l'invention a l'avantage sup- plémentaire que l'adaptation des fractions perturbatrices du couple moteur peut s'opérer aussi alors que l'em- brayage de coupure ou de pontage du convertisseur est complètement ouvert ou débrayé, donc lorsque kme = 0. Dans ce but, le couple moteur nominal (Mmot) est comparé avec le couple appliqué au convertisseur, ce qui s'effec- tue dans la conjonction 1 selon la figure 28 ou l'étape 2 du procédé des figures 28 et 30. Grâce à cette adaptation, il peut déjà être tenu compte d'éventuelles déviations du couple moteur alors que l'embrayage de cou- pure est encore ouvert et en prévision de sa fermeture consécutive. Dans ce but, le dispositif d'adaptation du système 12 détermine le couple appliqué au convertisseur; de préférence, le diagramme caractéristique du convertis- seur est stocké ou mémorisé à cet effet dans ce disposi- tif. Le couple appliqué peut ainsi être déterminé par la détection de la différence de vitesse de rotation entre la roue de turbine et la roue de pompe. Ce couple appliqué au convertisseur est comparé ensuite avec le couple moteur nominal (Mmot) du moteur ou de l'équipement moteur. Ce couple moteur (Mmot) peut être tiré d'un diagramme caractéristique stationnaire du moteur, stocké dans le bloc 1 selon les figures 28 et 30, plus exactement sur la base des variables mesurées, telles que, en particulier, la vitesse de rotation du moteur, la position du levier de charge, la consommation de carburant, la dose de carburant injectée chaque fois, le temps d'injection, et ainsi de suite. La différence de vitesse de rotation entre la roue de turbine et la roue de pompe peut être établie dans le bloc 10. Il est possible en outre de déterminer le couple transmis par le convertisseur dans le bloc 10 déjà, auquel cas le diagramme caractéristique du conver- tisseur est stocké dans ce bloc. Quant au système de transmission de couple 110 représenté comme exemple de réalisation sur la figure 31, il s'agit d'un convertisseur hydrodynamique de couple 111 comprenant un embrayage de pontage 112 et un ensemble amortisseur 135 agissant entre le convertisseur et cet embrayage. Le convertisseur 111 comprend une roue de pompe 117 en liaison d'entraînement solidaire en rotation avec un moteur à combustion interne non représenté, une roue de turbine 118 reliée fonctionnellement à un moyeu de sortie 114, une roue directrice 119 placée dans le circuit de fluide entre la roue de pompe et la roue de turbine, ainsi qu'un couvercle de convertisseur 116 solidarisé en rotation avec la roue de pompe et entourant la roue de turbine. Le couvercle de convertisseur 116 est solidaire en rotation avec la roue de pompe 117 et assure sa liaison d'entraînement avec le moteur à combustion interne par des portions d'entraînement 116a faisant saillie du côté éloigné de la roue de pompe 118 et auxquelles peut être fixé un disque d'entraînement non représenté du moteur. Entre la roue de turbine 118 et la partie orientée radialement du couvercle 116, est disposé un piston annulaire 136 centré sur l'axe de rotation du convertisseur et constitué par une pièce emboutie en tôle. Ce piston est monté radialement à l'intérieur sur un moyeu de sortie 114 solidarisé en rotation avec la roue de turbine 118 et forme radialement à l'extérieur une zone conique munie d'une garniture 121 appropriée. Le piston annulaire 136 coopère avec une surface de friction antagoniste 122 de forme conique correspondante du cou- vercle 116. L'embrayage de coupure ou de pontage 112 pos- sède une chambre de pression arrière 124 située entre le piston 136 et la roue de turbine 118 et une chambre de pression avant 125 entre ce piston et le couvercle de convertisseur 116. Le piston 136 est amené à sa position d'embrayage, dans laquelle il coopère avec la surface de friction antagoniste 122, par application d'une pression à la chambre avant 125 par un fluide de pression. La grandeur du couple à transmettre par l'embrayage à fric- tion 112 dépend de la pression différentielle établie entre les chambres de pression 124 et 125. L'amortisseur de torsion 135 est conçu pour que son couple de pontage ou de butée soit inférieur au couple nominal, c'est-à-dire au couple maximal du moteur à combustion interne entraînant le convertisseur de couple 110. Cela signifie donc que les accumulateurs de force 137 de l'amortisseur 135 sont conçus de manière qu'ils ne puissent pas encaisser élastiquement tout le couple fourni par le moteur. La rotation relative entre la partie d'entrée 138 de l'amortisseur 135, laquelle est solidarisée en rotation avec le piston 136, et la partie de sortie 139 semblable à une bride, peut s'effectuer par l'application des spires des ressorts 137 les unes contre les autres ou, de préférence, par des butées prévues entre la partie d'entrée 138 et la partie de sortie 139. Cette dernière partie de l'amortisseur 135 est solidarisée en rotation avec le moyeu 114 de la turbine, de manière connue, par un assemblage axial à emboîtement formé par des cannelures. Comme on peut le voir sur la figure 32, la par- tie d'entrée 138 - coopérant avec les accumulateurs de force 137 - peut être constituée par des pièces 140 en forme de segments, deux de ces pièces 140 situées diuamé- tralement l'une à l'opposé de l'autre, étant chaque fois disposées dos à dos. Ces paires de pièces 140 en forme de segments sont solidarisées en rotation avec le piston 136 par des assemblages rivés 141. La figure 33 montre la partie de sortie 139 semblable à une bride par une vue en bout. La bride 139 possède un corps de base annulaire 139a et deux appendices radiaux 142 mutuellement opposés diamétralement et pourvus d'évidements 143 pour les accu- mulateurs de force 137. Les appendices 142 sont reçus axialement entre les paires de pièces 140 coordonnées. Ces pièces en forme de segments, placées dos à dos par paires, forment, entre leurs zones de fixation 144 - dans la direction périphérique - des poches 145 pour la récep- tion des appendices 142. Les profils de butée 146 consti- tués par les pièces 140 en forme de segments pour les ap- pendices 142 sont indiqués sur la figure 33 par des lignes en traits mixtes. Le piston 136 possède des em- preintes axiales réparties sur le pourtour et formant des saillies 147 dlrigées vers la roue de turbine 118, contre lesquelles s'appliquent les zones de fixation 144 des pièces 140 en forme de segments tournées vers le piston 136. Les pièces 140 possèdent également des évidements 148 pour les ressorts 137. Dans l'exemple de réalisation montré, ces évidements 148 sont alignés axialement avec les évidements 143 de la partie de sortie 139. Les accu- mulateurs de force 137 de l'exemple selon les figures 31 à 33 sont reçus sans jeu dans les évidements 143 et 148. Cependant, pour de nombreuses applications, il peut être avantageux aussi qu'au moins l'un des ressorts 137 pos- sède du jeu par rapport à un évidement 143 et/ou 148. De même, au moins l'un des ressorts 137 peut être monté avec une précontrainte déterminée dans une fenêtre 143 et/ou une fenêtre 148. Du fait que l'amortisseur de torsion 135 selon l'invention est seulement conçu pour une plage de charge partielle, sa construction peut être particulièrement simple, ce qui permet également une fabrication écono- mique. Selon un mode de réalisation de l'invention, l'amortisseur 135 peut être conçu pour que les ressorts 137 puissent transmettre environ 40 à 50 % du couple maximal, c'est-à-dire du couple nominal du moteur à combustion interne. L'angle de rotation relative couvert par les accumulateurs de force 137 entre la partie d'entrée 138 et la partie de sortie 139, peut être de l'ordre de grandeur de 5 , ainsi que cela ressort de la figure 34. Cette dernière montre l'angle de rotation re- lative entre ces deux parties 138 et 139 de l'amortisseur en mode de traction du véhicule automobile. En mode de poussée, cet angle de rotation relative peut avoir la même grandeur ou une valeur différente. La rigidité en torsion de l'amortisseur 135 peut également varier sui- vant qu'il agit dans le sens de la traction ou dans le sens de la poussée. On obtient cette différenciation par le dimensionnement adéquat des fenêtres ou évidements 143 et 148 ainsi que des ressorts 137. L'amortisseur de tor- sion 135 peut également avoir une courbe caractéristique à plusieurs paliers, auquel cas les portions de courbe correspondant au mode de poussée et au mode de traction peuvent également présenter des allures différentes. On peut voir sur la figure 34 que l'amortisseur est ponté ou arrive en butée sous un angle de torsion de 5 et que le couple qui est alors transmissible par l'élasticité ou la compression des ressorts 137, est li- mité à environ 45 Nm. Un amortisseur de torsion 135 ainsi conçu est utilisable de manière avantageuse en combinaison des convertisseurs hydrodynamiques de couple qui comportent un embrayage de pontage à glissement commandé. Le couple de butée de 45 Nm convient pour des moteurs ayant un couple nominal ou maximal de l'ordre de grandeur de 80 à 200 Nm. Il convient de choisir le couple de pontage de l'amortisseur 135 de manière que celui-ci couvre de pré- férence la totalité du régime de marche principal d'un véhicule automobile. Le régime de marche principal est le régime ou le domaine de fonctionnement utilisé le plus fréquemment lorsqu'on considère la durée totale de fonc- tionnement d'un véhicule. Il convient que ce régime principal couvre au moins les zones du diagramme caractéristique du moteur qui sont déterminantes pour le cycle FTP75 et/ou le cycle CEE (ville, 90 km/h, 120 km/h). Le régime de marche principal est donc le régime dans lequel le véhicule est utilisé le plus souvent. Du fait que les infrastructures de circulation existant dans les différents pays ne sont pas les mêmes, ce régime peut varier quelque peu d'un pays à l'autre. Dans le diagramme caractéristique de sortie montré sur la figure 35 d'un convertisseur de couple 111 conçu pour avoir un caractère mou, le régime de marche principal est représenté par une surface finement hachu- rée. Cette figure montre également le domaine de conver- sion de ce convertisseur. Dans ce domaine, l'embrayage de pontage 112 est ouvert ou débrayé. Le régime de marche principal est entouré d'une zone dans laquelle le véhicule roule de préférence avec un glissement minimal de l'embrayage de pontage 112. Le régime de marche principal s'étend d'une vitesse de rotation inférieure A jusqu'à une vitesse de rotation supérieure B. La vitesse inférieure A correspond au moins essentiellement à la vitesse de ralenti, laquelle peut être de l'ordre de grandeur de 700 à 800 tr/min. La limite supérieure B peut se trouver dans une plage de vitesse entre 2000 et 3000 tr/min et correspondre par exemple à 2200 tr/min. La plage avec glissement peut présenter une limite supérieure C pouvant correspondre à la vitesse de rotation maximale du moteur à combustion interne, mais il peut être avantageux aussi qu'elle soit plus basse et possède par exemple une valeur entre 3000 et 4000 tr/min. En raison de la conception selon l'invention de l'amortisseur de torsion 135, le convertisseur de couple 111 peut être shunté ou ponté complètement dans le régime (domaine) de marche principal, ce qui veut dire que l'embrayage de pontage 112 est alors utilisé sans glissement, de sorte que le facteur kme est supérieur à 1 et correspond par exemple à 1,1. L'isolement vibrationnel entre le moteur à combustion interne et le changement de vitesse prévu à la suite est assuré à peu près complètement par l'amortisseur de vibrations torsionnelles 135 dans ce régime de marche principal. Seuls les couples de pointe sont absorbés par le glissement dans l'embrayage de pontage 112. Dans ce but, l'embrayage 112 est commandé ou réglé, dans le régime de marche principal, pour qu'il transmette un couple relativement faible, par rapport au couple maximal du moteur à combustion interne, mais supérieur au couple instantané appliqué par le moteur. Dans le domaine de fonctionnement avec glisse- ment, l'embrayage de pontage 112 est commandé ou réglé de manière qu'un certain glissement existe entre ses sur- faces de friction 121, 122. Ce glissement fait qu'il existe également une rotation relative entre la roue de pompe 117 et la roue de turbine 118. Dans le domaine avec glissement (o le facteur kme est inférieur à 1 et correspond par exemple à 0,9) selon la figure 35, les irrégularités de couple gênantes, apparaissant encore dans ce domaine, sont amorties prin- cipalement par glissement. Dans le régime de marche principal ainsi que dans le domaine avec glissement, si des situations occasionnant une forte amplitude de vibration sont créées dans la transmission, par exemple en cas de résonance, lors d'une secousse due à une alternance de charge ou analogue, le couple transmissible par l'embrayage 12 peut être réduit afin d'obtenir un meilleur isolement à l'égard des vibrations. Ceci est réalisable par le changement du facteur kme. La figure 34 montre que l'amortisseur de l'embrayage de pontage 112 peut aussi être conçu de manière qu'à la suite d'un angle de torsion sur laquelle sa rigidité en torsion est relativement faible, il possède un angle de torsion relativement petit sur lequel la rigidité en torsion représente un multiple de celle du premier angle. Selon la figure 34, ce deuxième angle est de 2 . La rigidité en torsion sur ce deuxième angle peut être comprise entre 7 et 15 fois la rigidité en torsion sur le premier angle. Dans l'exemple de réalisation montré par la figure 34, la rigidité en torsion sur le premier angle est de l'ordre de grandeur de 8 Nm/ , tandis qu'elle est de l'ordre de 70 Nm/ sur le deuxième angle. Dans le régime de marche principal selon la fi- gure 35, le couple transmissible par l'embrayage 112 est réglé, par le biais du facteur kme, à environ 1,1 à 1,2 fois le couple moteur effectivement appliqué. La régulation ou la commande du couple transmissible par l'embrayage 112 dans ce régime principal peut s'effectuer de manière que ce couple ne descende pas au-dessous d'une valeur minimale. Celle-ci doit correspondre au moins à 1 % du couple nominal du moteur à combustion interne. Le couple minimal transmissible dans le régime principal par l'embrayage 112 peut être de 5 Nm par exemple. Cette limite inférieure peut cependant être décalée aussi vers le bas ou vers le haut, suivant l'application. C'est ainsi que le couple minimal transmissible par l'embrayage 112 dans le régime de marche principal peut aussi être réglé à une valeur très proche - mais de préférence légèrement inférieure - du couple moteur maximal produit dans ce régime. Dans la zone désignée sur la figure 35 par "ré- gime avec glissement", le couple transmissible par l'em- brayage 112 est réglé, par la variation du facteur kme, à 0,8 - 0,95 fois le couple instantané appliqué par le moteur à combustion interne. La capacité de transmission de couple de l'embrayage 112 dépend donc du couple appliqué à chaque fois par le moteur et qu'il s'agit de transmettre. Cela signifie, en d'autres termes, que lorsque le couple fourni par le moteur à combustion interne augmente, le couple transmissible par l'embrayage de pontage croît aussi et que, en cas de diminution du couple délivré par le moteur, la capacité de transmission de couple de l'embrayage 112 diminue aussi. La conception selon l'invention de l'embrayage de pontage du convertisseur, ainsi que sa commande, auto- risent un fonctionnement optimal d'un véhicule automobile quant aux aspects énergétiques. Du fait qu'on roule avec un embrayage de pontage sans glissement dans les régimes utilisés principalement, une économie de carburant consi- dérable est réalisable comparativement à des embrayages de pontage de convertisseurs qui ne sont pas embrayés ou fonctionnent avec glissement dans ces régimes. La plage principale pour la vitesse de rotation se trouve à peu près entre 600 et 2200 à 3000 tr/min, avec une valeur moyenne de l'ordre de 1800 tr/min. Donc, dans le régime de marche principal, l'embrayage de pontage est essentiellement fermé, de sorte que le couple moteur prédominant est transmis sans glissement notable par cet embrayage. L'amortissement des vibrations est assuré dans ce régime principal par l'amortisseur de vibrations torsionnelles 135 prévu dans le circuit de transmission d'effort ou de couple de l'embrayage de pontage 112. Cet amortisseur 135 présente un angle de torsion relativement petit et son couple de butée correspond à peu près au couple limite supérieur du régime de marche principal. Ce couple limite supérieur peut correspondre à 15 50 % du couple moteur maximal, suivant la motorisation et le poids du véhicule. Un amortisseur de cette construction permet, dans le régime de marche à faibles couples, de maîtriser des vibrations produisant un ronflement gênant. Les réactions désagréables dues aux alternances de charges dans la transmission, sont supprimées ou évitées par l'angle de torsion relativement petit de l'amortisseur. Les chocs liés à ces alternances sont limités du fait que les surfaces de friction de l'embrayage de pontage glissent l'une sur l'autre en cas de dépassement du couple de butée ou de pontage de l'amortisseur. De cette manière, le moment à transmettre est limité. - Les pointes de couple sont amorties par le glissement dans l'embrayage de pontage. Au-dessus du régime de marche principal, c'est-à-dire dans le régime o les couples appliqués sont supérieurs au couple transmissible par l'amortisseur, l'embrayage de pontage est commandé de manière qu'il y ait glissement. Des réactions gênantes d'alternances de charges sont évitées par le glissement ainsi créé. Dans les plages de vitesse de rotation ou de couple au-dessus du régime de marche principal, dans lesquelles n'existent pas d'excitations gênantes de vibrations, l'embrayage peut également être fermé pour pouvoir transmettre un couple supérieur au couple moteur appliqué. Pour certaines plages de vitesse de rotation, dans lesquelles existent des excitations gênantes, l'embrayage de pontage peut de nouveau être ouvert pour autoriser un glissement. Ceci peut être avantageux en particulier à l'apparition d'une vitesse de rotation de résonance. Il peut convenir aussi d'ouvrir l'embrayage de pontage, ou de réduire considérablement le couple trans- missible par lui, dans le régime de marche principal ou dans un régime à couples moteurs relativement petits, en vue du passage de domaines de résonance. Par la construction et la commande ou régulation de l'embrayage de pontage selon l'invention, doivent être éliminés en particulier ce que l'on appelle des bruits de ronflement, qu'on ne peut pas supprimer par un embrayage de pontage partiellement fermé, donc glissant, en raison des situa- tions transitoires d'adhérence/glissement entre les sur- faces de friction de cet embrayage. Des explications complémentaires pour la com- préhension de l'invention, ou des inventions, ainsi que des avantages supplémentaires des exécutions ou construc- tions selon l'invention, comparativement à l'état connu de la technique,ressortent de la partie suivante de la description. Quelle stratégie de commande a été choisie pour le système selon l'invention se rapportant à l'embrayage de pontage du convertisseur. Les problèmes qui se posent dans une régulation de glissement ont déjà été mentionnés précédemment. Le problème fondamental est qu'une dévia- tion de réglage doit d'abord se produire avant que le ré- gulateur ne puisse réagir. Il existe en outre des zones dans lesquelles la valeur de consigne ne peut pas être atteinte: il n'est pas possible, par exemple, de régler un glissement plus important que celui obtenu avec un convertisseur ouvert. Lors de manoeuvres de changement de vitese, on obtient un effet négatif lorsque le régulateur doit agir à l'encontre du déroulement de la manoeuvre de changement. Si le glissement est maintenu trop faible lors d'enclenchements de vitesses supérieures, un collage ou adhérence des surfaces de friction de l'embrayage se produit à la fin de la manoeuvre, ce qui entraîne des pertes de confort. On peut concevoir des solutions pour remédier à tous ces problèmes de régulateur, mais on n'obtient pas, habituellement, la solution optimale. Pour cette raison, le concept de commande LuK est basé sur une commande du couple et les déviations du système sont com- pensées par adaptation. Le couple de pontage est déter- miné à partir du couple moteur selon la formule: Mpontage = Mmoteur * facteur de pontage Autrement dit, un glissement de consigne n'est pas établi. Cela se vérifie aussi dans le diagramme de fré- quence cumulée de la figure 36, o la courbe en trait plein indique l'état de la technique et la courbe en pointillé représente le concept selon l'invention. L'ouverture complète ou la fermeture avec glis- sement du pontage est déterminée en premier lieu par des aspects énergétiques. Un exemple est le suivant: Lors d'une montée dans des conditions extrêmes (poids de véhicule 3600 kg, pente 12 %), l'embrayage de pontage ne peut pas être fermé complètement à basse vitesse puisque, par exemple, la réserve d'effort de traction ne suffit pas ou parce qu'il n'est pas permis de trop pousser le moteur. Il est alors vérifié en permanence, par des com- paraisons, si les pertes globales sont plus faibles en cas de pontage avec glissement ou en cas d'ouverture complète du pontage, voir la figure 37. Si le conducteur désire une augmentation de l'effort de traction, il appuie sur l'accélérateur (il accroît la position du levier de charge). Le couple moteur augmente alors pour commencer. Si le couple ainsi obtenu ne suffit pas, le conducteur enfonce l'accélérateur davantage (il augmente plus encore la position du levier de charge) pour manifester son désir d'une accélération supplémentaire. Avec les systèmes conventionnels, on produit le plus souvent une rétrogradation afin d'augmenter l'effort de traction par un rapport de transmission plus court. Dans le cas du système WL de LuK, il est contrôlé d'abord si une ouverture de l'embrayage de pontage peut procurer un accroissement de l'effort de traction. Cela est le cas si le convertisseur se trouve, après l'ouverture, dans le domaine de conversion. S'il en est ainsi, le pontage est ouvert, sinon il y a rétrogradation. Ce contrôle a lieu en permanence. Pour améliorer la coopération, il convient d'adapter également les caractéristiques de commande du changement de vitesse à ce concept. Un tel accord est particulièrement efficace en combinaison avec un conver- tisseur mou (voir le chapitre suivant). Cette philosophie peut être représentée approximativement dans un diagramme de caractéristiques de commande (figure 38). Les mesures décrites (glissement, surfaces co- niques de friction, mini-amortisseur et commande adapta- tive) procurent déjà une nette amélioration de la consom- mation puisqu'un pontage peut avoir lieu avec toutes les combinaisons de rapport. Le convertisseur plus mou ap- porte une nette amélioration supplémentaire. Au début du présent mémoire, l'attention a été tirée sur la conception du convertisseur. Etant donné qu'un pontage dans tous les régimes n'est pas possible avec les systèmes usuels de nos jours, le convertisseur doit être conçu pour avoir un caractère raide ou dur choisi en conséquence. Le concept WL permet au contraire d'exploiter les avantages d'un convertisseur mou et d'éviter les inconvénients. Les avantages essentiels sont un meilleur effort de traction et de plus faibles pertes à l'arrêt. Les inconvénients - des pertes plus élevées sous charge en de nombreux régimes et l'"effet d'élas- tique" - sont évités par la possibilité de l'enclenche- ment permanent de l'embrayage de pontage. Cette conception apporte en outre d'autres avantages manifestes. Les performances de marche sont nettement accrues et la consommation de carburant est no- tablement abaissée. Il s'y ajoute que les émissions sont améliorées plus que proportionnellement. Les cycles de tests commencent par une phase à froid. Avec un pontage ouvert d'un convertisseur mou, le moteur atteint bien plus vite la température de fonctionnement, ce qui a un effet favorable sur les émissions. Pour une accélération de 0 à 100 km/h, il n'existe pas de grandes différences entre des changements de vitesse conventionnels à 4 ou à 5 vitesses puisque les rapports de transmission sont presque identiques aux pre- mières vitesses. Avec la boîte à 4 vitesses et le système WL de LuK, on obtient (par les autres éléments de concep- tion du convertisseur) des avantages très nets quant à l'accélération comparativement à la boîte conventionnelle à 5 vitesses. Pour ce qui concerne la consommation de carburant également, des améliorations nettes sont réali- sables à la fois en comparaison avec une boîte conven- tionnelle à 4 vitesses et en comparaison avec une boîte conventionnelle à 5 vitesses. De fortes améliorations sont à prévoir aussi au niveau des émissions. Une solution économique offrant de multiples avantages est la combinaison d'un système d'embrayage de pontage du convertisseur et d'une boîte à 4 vitesses. Une telle combinaison permet d'obtenir, quant aux perfor- mances de marche et à la consommation, des avantages sem- blances à ceux réalisables avec une boîte à 5 vitesses et un embrayage de pontage conventionnel et cela avec un poids global et un coût nettement inférieurs à ceux d'une boîte à 5 vitesses (sans même parler des économies possibles sur les coûts de développement et de mise au point). La combinaison d'un convertisseur mou et d'une boite à 4 vitesses fortement étalées fait même ressortir, dans la plupart des zones du diagramme d'effort de trac- tion, un effort de traction plus élevé que celui obtenu par une boîte à 5 vitesses avec un convertisseur conventionnel (figure 39). On voit aussi que dans les zones à faible charge, la boîte à 5 vitesses nécessite des manoeuvres entre deux vitesses, alors que cela n'est pas nécessaire avec une boite à 4 vitesses à laquelle est coordonné le système de pontage de convertisseur selon l'invention, ce qui revient à dire que la fréquence de manoeuvre du changement de vitesse est diminuée. Les plus grands écarts entre les vitesses sont compensés par le convertisseur plus mou. L'invention n'est pas limitée à l'exemple de réalisation représenté et décrit, mais couvre en particu- lier aussi des variantes réalisables par la combinaison de caractéristiques ou d'éléments décrits en relation avec la présente invention. De plus, différentes caracté- ristiques et divers modes de fonctionnement décrits en référence aux figures, peuvent constituer individuelle- ment une invention autonome. La demanderesse se réserve donc la possibilité de revendiquer encore d'autres caractéristiques essen- tielles pour l'invention et qui ont jusqu'ici été évo- quées seulement dans la description, en particulier en référence aux figures. Les revendications déposées conjointement avec la demande sont donc seulement des propositions de formulation sans préjudice de l'obtention d'une protection plus étendue. REVENDICATIONS 1. Système de transmission de couple pour la transmission d'un véhicule équipé d'un changement de vitesse à rapports étagés (vitesses), en particulier d'un véhicule automobile propulsé par un moteur à combustion interne, système qui comprend un convertisseur hydraulique de couple qui est en liaison d'entraînement avec un équipement moteur du véhicule et relié fonctionnellement par l'intermédiaire d'un arbre de sortie à un changement de vitesse automatique prévu à la suite, un embrayage à friction monté en parallèle avec le convertisseur hydrodynamique de couple, manoeuvrable par fluide de pression et possédant des chambres de pression disposées respectivement entre une roue de turbine du convertisseur et un piston annulaire relié fonctionnellement à un disque de friction d'une part, ainsi qu'entre ce piston annulaire et un couvercle de convertisseur d'autre part, chambres de pression qui sont conformées de manière qu'une pression différentielle existant entre elles détermine le couple transmissible par l'embrayage à friction, un système capteur, une unité centrale de calcul et un système hydraulique capable de produire une variation contrôlée de la pression différentielle entre les deux chambres de pression et, partant, du couple transmissible par l'embrayage à friction, caractérisé en ce que l'embrayage à friction est commandé dans tous les rapports étagés (vitesses) de marche et que le convertisseur présente un rapport de multiplication ou taux de conversion de couple > 2,5. 2. Système de transmission de couple pour la transmission d'un véhicule. équipé d'un changement de vitesse automatique, en particulier d'un véhicule automobile propulsé par un moteur à combustion interne, système qui comprend un convertisseur hydraulique de couple qui est en liaison d'entraînement avec un équipement moteur du véhicule et relié fonctionnellement par l'intermédiaire d'un arbre de sortie à un changement de vitesse automatique prévu à la suite, un embrayage à friction monté en parallèle avec le convertisseur hydrodynamique, manoeuvrable par fluide de pression et, possédant des chambres de pression disposées respectivement entre une roue de turbine du convertisseur et un piston annulaire relié fonctionnellement à un disque de friction d'une part, ainsi qu'entre ce piston annulaire et un couvercle de convertisseur d'autre part, chambres de pression qui sont conformées de manière qu'une pression différentielle existant entre elles détermine le couple transmissible par l'embrayage à friction, un système capteur, une unité centrale de calcul et un système hydraulique capable de produire une variation contrôlée de la pression différentielle entre les deux chambres de pression et, partant, du couple transmissible par l'embrayage à friction, caractérisé en ce que l'embrayage à friction est commandé à tous les rapports de transmission et le convertisseur présente un rapport de multiplication ou taux de conversion de couple > 2,5. 3. Système de transmission de couple, en particulier selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que la chaleur dégagée pendant la marche du véhicule est extrapolée au moyen de l'unité de calcul et le bilan thermique effectif ainsi établi est comparé avec la quantité de chaleur admissible compte tenu de la construction. 4. Système de transmission de couple, en particulier selon la revendication 1, 2 ou 3, caractérisé en ce que, dans des situations de marche extrêmes, le glissement est changé par l'intermédiaire de la commande de l'embrayage de coupure ou de pontage parallèle au convertisseur, ce qui réduit la quantité de chaleur dégagée. 5. Système de transmission de couple, en particulier selon une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que l'embrayage de coupure est utilisé toujours avec un très faible glissement à l'exception de situations extrêmes comme par exemple au départ du véhicule, à l'accélération ou dans une montée. 6. Système de transmission de couple, en particulier selon une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce qu'un ensemble amortisseur, agissant entre la turbine du convertisseur et le disque de friction de l'embrayage de coupure, est conçu pour la plage de charge partielle. 7. Procédé pour commander un système de transmission de couple selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du couple de l'équipement moteur, on calcule la force à appliquer à l'embrayage à friction pour obtenir la transmission du couple prédéterminé par cet embrayage et on règle cette application de force de façon adaptative, un glissement minimal entre l'entraînement et la sortie du système de transmission s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du couple calculé à transmettre par 1 embrayage et des déviations par rapport à l'état idéal étant compensées à long terme par des corrections. 8 Procédé selon la revendication 7, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction, en fonction du couple de l'équipement moteur, selon l'équation de couple Menb = kme kcor (Méqm + Mcormot) + Mcorem o Memb - couple transmis par l'embrayage à friction kme - facteur de répartition de couple kcor - facteur de correction pour compenser des erreurs entrant comme des grandeurs multiplicatives Mcormot - couple correcteur pour compenser des erreurs entrant comme des grandeurs additives au couple moteur Mcoremr - couple correcteur pour compenser des erreurs entrant comme des grandeurs additives au couple transmis par l'embrayage un glissement minimal entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple kme, lequel est constant sur toute la plage de fonctionnement de la transmission dans son ensemble, et des déviations par rapport à l'état idéal étant compensées à long terme par le facteur de correction kcor et les couples correcteurs Mcormot et Mcorem- 9. Procédé selon la revendication 8, caractérisé en ce que le facteur de répartition de couple kme est une valeur dépendant de la vitesse de rotation à la sortie. 10. Procédé selon la revendication 8, caractérisé en ce que le facteur de répartition de couple kme est une valeur dépendant uniquement de la vite'sse de rotation de l'équipement moteur. 11. Procédé selon la revendication 8, caractérisé en ce que le facteur de répartition de couple kme est une valeur dépendant à la fois de la vitesse de rotation et du couple de l'équipement moteur. 12. Procédé selon la revendication 7, caractérisé en ce que le facteur de répartition de couple kme est une valeur dépendant à la fois de la vitesse de rotation de sortie et du couple de l'équipement moteur. 13. Procédé selon une des revendications 7 à 12, caractérisé en ce que l'embrayage à friction est manoeuvrable par un fluide de pression et est réalisé de manière que deux chambres de pression séparées soient formées respectivement entre l'embrayage à friction et un couvercle de convertisseur et entre cet embrayage et la partie restante du carter du convertisseur, et en ce qu'une pression différentielle existant entre ces chambres détermine le couple transmis par l'embrayage à friction. 14. Procédé selon une des revendications 7 à 13, caractérisé en ce que, dans le cas d'un système de transmission de couple relié à un moteur à combustion interne en tant qu'équipement moteur, le régime de celui- ci est déterminé en fonction de la vitesse de rotation du moteur et de la position angulaire du papillon des gaz, en fonction de la vitesse de rotation du moteur et du débit de carburant, en fonction de la vitesse de rotation du moteur et de la dépression régnant dans le collecteur d'admission ou en fonction de la vitesse de rotation du moteur et du temps d'injection. 15 Procédé selon une des revendications 7 à 14, caractérisé en ce que le réglage d'une valeur recalculée - qui diffère de la valeur utilisée jusqu'à ce moment - d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à friction, de préférence de la pression différentielle, s'effectue avec du retard selon une fonction dépendante du temps. 16. Procédé selon une des revendications 7 à 15, caractérisé en ce que le réglage d une valeur recalculée - qui diffère de la valeur utilisée jusqu'à ce moment - d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à friction, de préférence de la pression différentielle, s'effectue avec du retard selon une fonction dépendante de la vitesse de rotation différentielle entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple. 17. Procédé selon une des revendications 7 à 16, caractérisé en ce que le réglage d une valeur recalculée - qui diffère de la valeur utilisée jusqu'à ce moment - d'un paramètre influençant la répartition du couple à transmettre entre le convertisseur et l'embrayage à friction, de préférence de la pression différentielle, s'effectue avec du retard selon une fonction dépendante du gradient de la vitesse de rotation du moteur. 18. Procédé selon une des revendications 7 à 17, caractérisé en ce que l'on règle la pression différentielle désirée sur l'embrayage à friction à l'aide d'un régulateur proportionnel et par intégration ou d'un régulateur proportionnel, par intégration et par différentiation, le système asservi entre la pression différentielle nécessaire sur l'embrayage à friction pour obtenir un couple déterminé à transmettre par cet embrayage et la pression différentielle s'établissant effectivement, ne pouvant pas être décrit analytiquement de façon univoque. 19. Procédé selon une des revendications 7 à 18, caractérisé en ce que l'on règle la pression différentielle désirée sur 1 embrayage à friction par le prélèvement, sur une caractéristique, d'un signal proportionnel à la pression, tel qu'un courant de soupape, ainsi que par l'ajustement de ce signal, les déviations apparaissant entre la pression de consigne et la pression réelle étant compensées au moyen d'une rétroaction de la fraction intégrée et le système asservi entre la pression différentielle nécessaire sur l'embrayage à friction pour obtenir un couple déterminé à transmettre par cet embrayage et la pression différentielle qui s'établit, ne pouvant pas être décrit analytiquement de façon univoque. 20. Procédé selon une des revendications 7 à 19, caractérisé en ce que l'on règle la pression différentielle désirée, tel qu'un courant ou un rapport cyclique, et par l'ajustement de ce signal à l'aide d'un régulateur proportionnel et par intégration, un régulateur par intégration ou un régulateur proportionnel, par intégration et par différentiation, le système asservi entre la pression différentielle nécessaire sur l'embrayage à friction pour obtenir un couple déterminé à transmettre par cet embrayage et la pression différentielle qui s'établit, ne pouvant pas être décrit analytiquement de façon univoque. 21. Procédé selon une des revendications 7 à 20, caractérisé en ce que l'on constate les déviations du couple effectivement transmis par l'embrayage à friction par rapport au couple désiré en mesurant le glissement qui s'établit entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple et en comparant ce glissement avec des valeurs de consigne. 22. Procédé selon une des revendications 7 à 20, caractérisé en ce que l'on constate les déviations du couple effectivement transmis par l'embrayage à friction par rapport au couple désiré en calculant le couple transmis par le convertisseur à partir de sa caractéristique et en contrôlant par le résultat ainsi obtenu la répartition effective du couple entre le convertisseur et l'embrayage à friction. 23. Procédé selon une des revendications 8 à 22, caractérisé en ce que l'on ramène les déviations apparaissant entre le couple effectivement transmis par l'embrayage à friction et le couple désiré à des erreurs entrant comme grandeurs multiplicatives (kcor; OMcormot = OMcorem=0) des erreurs entrant comme grandeurs additives au couple moteur (kcor = O,Mcormot É O,Mcorem=O) des erreurs entrant comme grandeurs additives au couple transmis par l'embrayage (kcor É O,Mcormot = O,McoremÉO) des erreurs entrant comme grandeurs multiplicatives et additives au couple moteur (kcor X O,Mcormot X OMcorem = 0) des erreurs entrant comme grandeurs multiplicatives et additives au couple transmis par l'embrayage (kcor # OMcormot = OMcorem X 0) ou des erreurs entrant comme grandeurs multiplicatives et additives à la fois au couple moteur et au couple transmis par l'embrayage (kcor X 0,Mcormot t OMcorem X 0) et que l'on effectue la compensation de telles erreurs avec une constante de temps de plusieurs secondes afin d'obtenir seulement un caractère adaptatif de la commande. 24. Procédé selon une des revendications 8 à 23, caractérisé en ce que, à la signalisation d'un désir d'accélération de la part du conducteur, on augmente le glissement dans le système de transmission de couple au moyen d'une réduction du facteur kme, de sorte que l'accroissement de couple ainsi offert par le convertisseur est utilisable en tant que réserve de couple supplémentaire. 25. Procédé selon une des revendications 8 à 24, caractérisé en ce que le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé à tous les rapports étagés ou vitesses du changement de vitesse par l'embrayage à friction, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une haute vitesse de rotation de blocage et d'une large plage de conversion. 26. Procédé selon une des revendications 8 à 25, caractérisé en ce que le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé à tous les rapports de transmission du changement de vitesse par l'embrayage à friction, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une haute vitesse de rotation de blocage et d'une large plage de conversion. 27. Procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'entraînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmission qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage a friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'équation de couple Memb = ke kccr Méqm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'embrayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par celui-ci, le glissement entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, lequel est constant sur toute la plage de fonctionnement de la transmission, et le coefficient de correction kcor compensant des déviations de toute transmission particulière par rapport à 1 état idéal. 28. Procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'entraînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmission qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) a l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'équation de couple Memb = ke kcor Méqm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'embrayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par celui-ci, le glissement entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, lequel est indépendant des réseaux de caractéristiques du moteur, et le coefficient de correction kcor compensant les déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. 29. Procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'entraînement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmission qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'équation de couple Memb = ke kcor Méqm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'embrayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par celui-ci, le glissement entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple k, dépendant uniquement de la vitesse de rotation de l'équipement moteur, et le coefficient de correction kcor compensant les déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. 30. Procédé pour commander un système de transmission de couple relié fonctionnellement à la sortie d'un équipement moteur, par exemple d'un moteur à combustion interne, et qui est en liaison d'entrainement par un arbre de sortie avec un changement de vitesse automatique, système de transmission qui possède un convertisseur hydraulique de couple et un embrayage à friction monté en parallèle avec ce convertisseur, un système capteur et une unité centrale de calcul, procédé selon lequel l'application de force(s) à l'embrayage à friction et, par suite, le couple transmis par celui-ci, peuvent être changés de façon contrôlée en coopération avec l'unité centrale de calcul, caractérisé en ce que l'on détermine le couple à transmettre par l'embrayage à friction en fonction du régime de l'équipement moteur selon l'équation de couple Memb = ke kcor Méqm avec ke = kme comme facteur de répartition de couple et kcor en tant que coefficient de correction et on calcule et ajuste l'application de force(s) à l'embrayage à friction nécessaire à la transmission du couple prédéterminé par celui-ci, le glissement entre l'entraînement et la sortie du système de transmission de couple s'établissant automatiquement en fonction de la grandeur du facteur de répartition de couple ke, dépendant à la fois de la vitesse de rotation et du couple de l'équipement moteur, et le coefficient de correction kcor compensant lest déviations de toute transmission particulière par rapport à l'état idéal. 31. Procédé selon une des revendications 27 à 30, caractérisé en ce que l'embrayage à friction est manoeuvrable par fluide de pression et réalisé de manière que deux chambres de pression séparées soient formées respectivement entre l'embrayage et le couvercle de convertisseur et entre cet embrayage et la partie restante du carter du convertisseur, et qu'une pression différentielle existant entre ces chambres détermine le couple transmis par l'embrayage à friction. 32. Procédé selon une des revendications 27 à 31, caractérisé en ce que, dans le cas d'un système de transmission de couple relié fonctionnellement à un moteur à combustion interne comme équipement moteur, le régime de celui-ci est déterminé en fonction de la vitesse de rotation du moteur et de la position angulaire du papillon des gaz. 33. Procédé selon une des revendications 27 à 32 caractérisé en ce que, dans le cas d'un système de transmission de couple relié fonctionnellement à un moteur à combustion interne comme équipement moteur, le régime de celui-ci est déterminé en fonction de la vitesse de rotation du moteur et de la dépression régnant dans le collecteur d'admission. 34. Procédé selon une des revendications 27 à 33, caractérisé en ce que, dans le cas d'un système de transmission de couple relié fonctionnellement à un moteur à combustion interne comme équipement moteur, le régime de celui-ci est déterminé en fonction de la vitesse de rotation du moteur et du temps d injection. 35. Procédé selon une des revendications 27 à 34, caractérisé en ce que l'ajustement d un couple, déterminé dans l'unité centrale de calcul en fonction d'un changement de couple dans la transmission et devant être transmis par l'embrayage à friction, couple qui diffère du couple instantané, comprend les étapes suivantes: prédétermination de la valeur désirée après un intervalle d'échantillonnage, à un instant tn+l, d'un paramètre X quelconque fixant le couple transmis par l'embrayage à friction qui exclut des événements indésirés, comme par exemple le collage de l'embrayage à friction, calcul du gradient AX nécessaire pour atteindre la valeur désirée du paramètre X après l'intervalle de temps At, - ajustement du gradient AX calculé au moyen du système hydraulique par une régulation proportionnelle dans laquelle la pression différentielle AP entre les chambres de pression de l'embrayage est prédéterminée en tant que paramètre selon la relation APn+l =(1 - À) APco+ f * APn o = f(Tv, t) et - répétition de cette série ' étapes jusqu'à l'obtention d'une valeur de consigne Xco. 36. Procédé selon une des revendications 27 à 35, caractérisé en ce qu'une nouvelle valeur, déterminée dans l'unité centrale de calcul en fonction d'un changement de couple dans la transmission, du couple transmis par l'embrayage à friction, est ajustée par - le calcul du gradient AX d'un paramètre X quelconque fixant le couple transmis par l'embrayage à friction, selon une fonction qui exclut des événements indésirés, comme par exemple le collage de courte durée de l'embrayage à friction, - l'ajustement du gradient AX désiré au moyen du système hydraulique, le gradient de la différence de pression AP entre les chambres de pression de l'embrayage étant calculé, en tant que paramètre, selon la relation AAP = Cl * (APco - APn) o Ci = facteur de proportionnalité, et la répétition de cette série d'étapes jusqu'à l'obtention de la valeur de consigne Xco requise. 37. Procédé selon une des revendications 27 à 36, caractérisé en ce que, dans les cas de fonctionnement o une réduction du couple à l'entrée du système de transmission de couple est à prévoir, comme par exemple lors de rétrogradations de vitesses ou à la mise en marche d'appareils auxiliaires, on s'oppose à un collage possible de courte durée de l'embrayage à friction par l'abaissement du couple transmis par cet embrayage, abaissement qui est obtenu par la diminution d'une valeur prédéterminée, soit du facteur de répartition de couple ke, soit du coefficient de correction kcor suivie du relèvement de ce facteur ou de ce coefficient selon une fonction dépendante du temps jusqu'à une valeur optimale pour l'isolement des vibrations et l'économie de carburant. 38. Procédé selon une des revendications 27 à 37, caractérisé en ce que, dans les cas de fonctionnement o une réduction du couple à l'entrée du système de transmission est à prévoir, par exemple lors de changements du rapport de transmission ou à la mise en marche d'appareils auxiliaires, on s'oppose à un collage possible de courte durée de l'embrayage à friction par l'abaissement du couple transmis par cet embrayage, abaissement qui est obtenu par la diminution d'une valeur prédéterminée, soit du facteur de répartition de couple ke, soit du coefficient de correction kcor suivie du relèvement de ce facteur ou de ce coefficient selon une fonction dépendante du temps jusqu'à une valeur optimale pour l'isolement des vibrations et l'économie de carburant. 39. Procédé selon une des revendications 27 à 38, caractérisé en ce que dans les cas de fonctionnement o une réduction du couple à l'entrée du système de transmission de couple est à prévoir, comme par exemple lors de rétrogradations de vitesses ou à la mise en marche d'appareils auxiliaires, on s'oppose à un collage possible de courte durée de l'embrayage à friction par l'abaissement du couple transmis par cet embrayage, abaissement qui est obtenu par la diminution d'une valeur prédéterminée, soit du facteur de répartition de couple ke, soit du coefficient de correction kcor suivie du relèvement de ce facteur ou de ce coefficient selon une fonction dépendante du temps jusqu'à une valeur optimale pour l'isolement des vibrations et l'économie de carburant. 40. Procédé selon une des revendications 27 à 39, caractérisé en ce que le coefficient de correction kcor compense des déviations de toute transmission particulière, par rapport à l'état idéal, du fait que l'on mesure le glissement qui s'établit, de préférence dans une plage de fonctionnement déterminée, quasi- stationnaire, avec un décalage temporel qui exclut des vibrations, on compare le glissement mesuré avec des valeurs de glissement de consigne qui garantissent un isolement optimal des vibrations avec une économie de carburant aussi élevée que possible, et on rajuste le coefficient kcor en cas de déviation entre le glissement de consigne et le glissement réel. 41. Procédé selon une des revendications 27 à 40, caractérisé en ce que, à la signalisation d'un désir d'accélération de la part du conducteur, manifesté de préférence par la vitesse de variation de la position angulaire du papillon, on augmente le glissement dans le système de transmission de couple par abaissement du facteur ke ou du coefficient kcor, de sorte que l'accroissement de couple offert par le convertisseur est utilisable comme réserve de couple supplémentaire. 42 Procédé selon une des revendications 27 à 41, caractérisé en ce que le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé dans tous les rapports étagés (vitesses) par l'embrayage à friction, de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une plage de conversion aussi large que possible. 43. Procédé selon une des revendications 27 à 42, caractérisé en ce que le glissement dans le système de transmission de couple est déterminé sous tous les rapports de transmission par l'embrayage à friction de sorte que le rendement de la transmission de puissance par le convertisseur passe à l'arrière-plan et qu'il devient possible de concevoir le convertisseur en vue de l'obtention d'une plage de conversion aussi large que possible. 44. Embrayage de coupure ou de pontage (de dérivation) pour un convertisseur hydrodynamique de couple d'un système de transmission de couple, en particulier selon une des revendications précédentes, comprenant une roue de pompe, une roue de turbine, une roue directrice et un couvercle de convertisseur centré sur l'axe de rotation, solidarisé en rotation avec la roue de pompe et entourant la roue de turbine, caractérisé en ce qu'un piston annulaire centré, disposé entre le couvercle de convertisseur et la roue de turbine, est réalisé radialement à l'extérieur comme un disque conique de friction de l'embrayage et possède radialement à l'intérieur un moyeu d'étanchéité reçu sur un contre-moyeu d'étanchéité solidarisé en rotation avec la roue de turbine. 45. Embrayage de coupure selon la revendication 44, caractérisé en ce que le disque de friction du piston annulaire et la surface de friction antagoniste du couvercle de convertisseur, coopérant avec ce disque, sont réalisés sous la forme de cônes qui s'ouvrent dans le sens de l'éloignement de la roue de turbine. 46. Embrayage de coupure selon la revendication 44 ou 45, caractérisé en ce qu'au moins un élément amortisseur annulaire d'un ensemble amortisseur est reçu, dans le sens périphérique, entre une partie d'amortisseur menante, solidarisée en rotation avec le piston annulaire, et une partie d'amortisseur menée, solidarisée en rotation avec la roue de turbine, l'élément amortisseur étant disposé entre la zone radialement extérieure de la roue de turbine et le disque de friction d'embrayage, pourvu d'une surface de friction, du piston annulaire. 47. Embrayage de coupure selon une des revendications 44 à 46, caractérisé en ce que la partie d'amortisseur menée est solidarisée en rotation avec la roue de turbine dans la zone radialement extérieure de cette roue. 48. Embrayage de coupure selon une des revendications 44 à 47, caractérisé en ce que la partie d'amortisseur menée est une pièce annulaire soudée à la roue de turbine et portant des doigts d'entraînement faisant saillie en direction du disque de friction d'embrayage du piston annulaire. 49. Embrayage de coupure selon une des revendications-44 à 48, caractérisé en ce que la partie d'amortisseur menante est réalisée à la façon d'un ressort plat, solidarisée en rotation avec le piston annulaire et pourvue, sur le côté éloigné de la surface de friction, de bras faisant saillie du disque de friction d'embrayage et entourant les éléments amortisseurs élastiques, ainsi que, à une extrémité, d'entraîneurs appuyés dans le sens périphérique. 50. Système de transmission de couple selon l'une des revendications i à 6, caractérisé en ce que l'embrayage à friction est commandé de manière qu'il soit fermé ou embrayé partiellement, au moins par intermittence, dans tous les rapports étagés de marche avant. 51. Système de transmission de couple pour la transmission d'un véhicule équipé d'un changement de vitesse automatique, en particulier d'un véhicule automobile propulsé par un moteur à combustion interne, système qui comprend un convertisseur hydraulique de couple qui est en liaison d'entraînement avec un équipement moteur du véhicule et relié fonctionnellement par l'intermédiaire d'un arbre de sortie à un changement de vitesse automatique prévu à la suite, un embrayage à friction monté en parallèle avec le convertisseur hydrodynamique, manoeuvrable par fluide de pression et possédant des chambres de pression disposées respectivement entre une roue de turbine du convertisseur et un piston annulaire relié fonctionnellement à un disque de friction d'une part, ainsi qu'entre ce piston annulaire et un couvercle de convertisseur d'autre part, chambres de pression qui sont conformées de manière qu'une pression différentielle existant entre elles détermine le couple transmissible par l'embrayage à friction, un système capteur, une unité centrale de calcul et un système hydraulique capable de produire une variation contrôlée de la pression différentielle entre les deux chambres de pression et, partant, du couple transmissible par l'embrayage à friction, caractérisé en ce que l'embrayage à friction est commandé de manière qu'il soit fermé ou embrayé partiellement, au moins par intermittence, sous tous les rapports de transmission de marche avant. 52. Système moteur comprenant un moteur à combustion interne et un embrayage de coupure ou de pontage à glissement commandé pour un convertisseur hydrodynamique de couple, caractérisé en ce que l'embrayage de coupure contient un amortisseur torsionnel dont le couple limite ou couple de butée est plus petit que le couple nominal du moteur à combustion interne. 53. Système moteur avec moteur à combustion interne selon la revendication 52, caractérisé en ce que le couple de butée est compris entre 10 et 60 % du couple maximal du moteur à combustion interne, de préférence entre 25 et 50 %. 54. Système moteur avec moteur à combustion interne selon la revendication 52 ou 53, caractérisé en ce que l'amortisseur ne possède pas de dispositif de friction propre. 55. Système moteur avec moteur à conmbustion interne selon une des revendications 52 à 54, caractérisé en ce que l'amortisseur autorise un angle de torsion relativement petit, de l'ordre de grandeur de 2 à 6 , de préférence de 3 à 8 . 56. Système moteur avec moteur à combustion interne selon une des revendications 52 à 55, caractérisé en ce que l'amortisseur possède une rigidité de 7 à 30 Nm/0. 57. Procédé pour commander un embrayage de coupure ou de pontage dont le glissement est commandé en fonction du couple à transmettre, pour un convertisseur hydrodynamique de couple, caractérisé en ce qu'une commande axée sur les aspects énergétiques et de puissance agit au moins dans tous les rapports étagés (vitesses) de marche avant d'un changement de vitesse. 58. Procédé pour commander un système moteur comprenant un moteur à combustion interne selon une des revendications 52 à 55 et 57, caractérisé en ce que la commande du couple transmis par l'embrayage de coupure est divisée en au moins deux domaines dont le premier couvre approximativement la plage de 10 à 60 %, de préférence de 15 à 50 %, du couple maximal du moteur à combustion interne et dont le second se trouve au-dessus. 59. Procédé pour commander un système moteur avec un moteur à combustion interne selon la revendication 58, caractérisé en ce que, dans le premier domaine, le couple transmissible par l'embrayage de coupure est plus grand que le couple instantané, appliqué par le moteur à combustion interne. 60. Procédé pour commander un système moteur avec un moteur à combustion interne selon la revendication 59, caractérisé en ce que le couple transmissible par l'embrayage de coupure va de 1,0 à au moins 1,2 fois le couple instantané appliqué par le moteur à combustion interne. 61. Système moteur avec un moteur à combustion interne et un embrayage de coupure ou de pontage à glissement commandé pour un convertisseur hydrodynamique de couple, l'embrayage de coupure contenant un amortisseur torsionnel ou de torsion, en particulier selon une des revendications précédentes, caractérisé en ce que, dans le premier domaine, le découplage des vibrations s'effectue au moins essentiellement par l'amortisseur et, dans le second domaine, le découplage des vibrations s'effectue essentiellement par le biais du glissement de l'embrayage de coupure. 62. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon au moins une des revendications précédentes, caractérisé en ce que, dans le premier domaine, lors de situations à forte amplitude de vibration dans la transmission, c'est-à-dire, par exemple, en cas de résonance, secousse due à une alternance de charge ou analogue, le couple transmissible par l'embrayage de coupure peut être diminué. 63. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le couple limite ou couple de butée de l'amortisseur torsionnel correspond au moins approximativement au couple fourni par le moteur à combustion interne à la fin du premier domaine. 64. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le couple minimal transmissible par l'embrayage de coupure est maintenu supérieur à 1% du couple nominal du moteur à combustion interne dans au moins une partie du premier domaine. 65. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon au moins une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le couple transmissible par l'embrayage de coupure est, maintenu au moins approximativement à une valeur constante dans une partie au moins du premier domaine. 66. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon une des revendications précédentes, caractérisé en ce que la partie essentielle au moins du réseau de caractéristiques du moteur à combustion interne utilisé dans le régime de marche principal (par exemple les zones du réseau de caractéristiques du moteur se rapportant au cycle FTP75 et/ou au cycle CEE [ville, 90 km/h, 120 km/h]), tombe dans le premier domaine. 67. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le premier domaine s'étend de la vitesse de ralenti jusqu'à tout au plus 3.000 tr/min, de préférence jusqu'à une vitesse maximale comprise entre 2.000 et 2.500 tr/min. 68. Système moteur avec un moteur à combustion interne selon une des revendications précédentes, caractérisé en ce que le couple transmissible par l'embrayage de coupure dans le second domaine correspond à 0,6 à fois. 69. Système moteur avec un moteur à combustion interne, caractérisé en ce que, tout au moins lors d'accélérations, un dispositif détermine si, par l'ouverture ou le débrayage de l'embrayage de coupure, dans le même rapport étagé du changement de vitesse une augmentation de l'effort de traction est réalisable par conversion de couple et, si tel est le cas, effectue le débrayage, le changement de vitesse étant rétrogradé d'au moins un rapport étagé ou vitesse dans le cas contraire. 70. Système moteur avec moteur à combustion interne, caractérisé en ce que tout au moins lors d'accélérations, un dispositif détermine si, par l'ouverture ou le débrayage de l'embrayage de coupure, avec le même rapport de transmission, une augmentation de l'effort de traction est réalisable par conversion de couple et, si tel est le cas, effectue le débrayage, le changement de vitesse modifiant ou augmentant le rapport de transmission dans le cas contraire. 71. Procédé et/ou dispositif selon au moins une des revendications 1 à 70 précédentes, caractérisé en ce que le changement de vitesse automatique est un changement de vitesse à rapports étagés ou un changement de vitesse à variation continue. 72. Procédé et/ou dispositif selon la revendication 71, caractérisé en ce que le changement de vitesse à variation continue est un changement de vitesse à courroie et poulies coniques. 73. Procédé et/ou dispositif selon au moins une des revendications 1 à 72, caractérisé en ce que le changement de vitesse automatique permet la sélection de rapports de transmission discrets et/ou de rapports de transmission à variation continue.