FR 2795382 A1 20001229 FR 9908333 A 19990625 TRANSMISSION PAR CHAINE MULTIVITESSES A GRANDE VARIATION DE RAPPORT Les transmissions par chaîne multi-vitesses sont connues depuis fort longtemps, et sont particulièrement utilisées sur les bicyclettes. Le système ne cesse d'être amélioré d'année en année, et l'on trouve aujourd'hui des vélos disposant de trois plateaux moteurs et neuf pignons récepteurs ce qui donne en théorie vingt-sept rapports de transmission. Ce résultat semble excellent. Dans la réalité, de nombreux rapports se recoupent et l'on est loin de disposer de vingt-sept rapports sensiblement différents. D'autre part il faut éviter de donner une trop grande obliquité latérale à la chaîne, ce qui détruit la transmission et son rendement, si bien que de nombreux rapports sont fictifs et non utilisables dans les faits. C'est ainsi, qu'une transmission à 3 plateaux et 8 pignons offre une douzaine de rapports correctement exploitables, et non 24. De plus, lors des changements de plateaux, la variation de rapport est très importante et l'étagement des rapports n'est plus respecté. Pour éviter ce saut de rapports qui est très pénalisant, il faudrait simultanément au changement de plateaux, passer une ou plusieurs vitesses sur les pignons dans le sens qui convient, pour disposer du rapport consécutif dans l'étagement. On comprend facilement que cela n'est pas aisé, d'autant qu'il faudrait mémoriser dans chaque cas, combien de changements effectuer et dans quel sens. On trouve depuis peu des commandes centralisées de changement de vitesses, qui gèrent simultanément les changements de plateaux et de pignons de façon à obtenir une suite de rapports correctement étagés et éviter les obliquités de chaîne trop importantes, ce qui facilite grandement la gestion des vitesses, et augmente la longévité de la transmission. II est à noter, que ce système propose en moyenne une douzaine de rapports réellement utilisables, sur une transmission de 24 rapports théoriques. Ce système extrêmement séduisant, serait vraiment attractif si les deux dérailleurs étaient parfaits. Malheureusement le fonctionnement des changements de plateaux est loin d'égaler celui des changements de pignons, ce qui pose quelques problèmes à l'utilisation, notamment quand on ne peut pas relâcher son effort pour faciliter le changement de plateaux. C'est la raison pour laquelle ce système est peu utilisé en compétition, où le cycliste préfère parfois donner une grande obliquité à sa chaîne en passant sur un pignon déconseillé plutôt que de casser son élan en changeant de plateaux. La situation est encore plus critique en tout terrain, où il est souvent impossible de relâcher son effort sous peine de s'arrêter et de ne plus pouvoir repartir. Dans tous les cas de figure, le point faible de ce genre de transmission est le changement de plateaux. La raison en est fort simple : le dérailleur de changement de plateaux, au contraire du dérailleur arrière, agit sur le brin tendu de la chaîne. II est donc extrêmement difficile pour le dérailleur, de faire fléchir la chaîne pour la transférer latéralement d'un plateau à l'autre, sans relâcher l'effort de pédalage. L'objet de la présente invention, consiste à réaliser une transmission à chaîne à grande plage de variation, dans laquelle les dérailleurs n'agissent que sur des pignons récepteurs. Cela permet de toujours travailler sur le brin mou de la chaîne, et de disposer de tous les rapports sans jamais avoir à couper son effort lors des changements de vitesses. Comme nous souhaitons N rapports, le plus simple serait de disposer d'un plateau et de N pignons, mais l'encombrement, l'obliquité latérale de chaîne, et le taux de variation, bornent les performances de cette solution à un niveau insuffisant pour beaucoup d'utilisateurs. Pour remédier à ce problème, les dispositifs selon l'invention comportent au moins deux transmissions distinctes, chacune d'elles étant constituée, d'un plateau moteur, d'une chaîne, d'un dérailleur et de n pignons récepteurs ( ni pour la première transmission, n2 pour la deuxième, etc ... ) Ces transmissions pourront être disposées soit en série, soit en parallèle, ou pourront être actives à tour de rôle, mais sans qu'une chaîne n'ait à passer d'un plateau à un autre pour cela. Dans les deux premiers cas, le nombre de rapports théorique N est N = n1 x n2 .Cela autorise, avec un nombre de pignons raisonnable, par exemple n1 = n2 = 6, d'avoir 36 rapports théoriques. Même après avoir retranché les rapports redondants, cela autorise un nombre confortable de rapports. Dans le dernier cas, le nombre de rapports N est : N = n1 + n2 - 1 , ce qui est beaucoup plus faible. Mais il est dans ce cas, très facile de ne pas avoir de rapports redondants. Si bien que le nombre de rapports est égal au nombre de rapports théoriques N. Dans tous les cas de figure, tous les rapports sont disponibles, sans avoir â effectuer de changement de plateaux. Le système est donc particulièrement prédisposé à être géré par une commande centralisée. Dans la première famille des transmissions couplées en séries, les transmissions travaillent en cascade, ce qui peut être obtenu, par exemple, en interposant entre le pédalier et le moyeu arrière, un axe intermédiaire, portant - une série de n1 pignons coopérant avec le plateau du pédalier constituant la transmission primaire. - un plateau, coopérant avec les n2 pignons du moyeu arrière, constituant la transmission secondaire. Il est bien sûr tout à fait possible de coupler plus de deux transmissions. Dans ce cas il est même possible de supprimer l'axe intermédiaire en montant une des transmission de manière folle sur les deux axes existants, sans s'écarter de l'invention. Dans la famille des transmissions couplées en parallèles, on fait apparaître une transmission droite et une gauche, avec un plateau de chaque coté du pédalier et une série de pignons de chaque coté de la roue motrice, n1 pignons à droite avec un dérailleur classique et n2 pignons à gauche avec un dérailleur du même genre mais symétrique. Entre les deux groupes de pignons, dans le moyeu, se trouve un mécanisme à deux mouvements d'entrée (les deux groupes de pignons) et un mouvement de sortie, celui de la roue motrice. Si, pour ce mécanisme on désigne par - w1 la vitesse angulaire des pignons droits. - w2 la vitesse angulaire des pignons gauches. La vitesse résultante de la roue w3 est de la forme : w3 = aw1 + bw2 La puissance globale transmise à la roue, se répartissant entre les deux mouvements d'entrée au prorata des même termes aw1 et bw2 . On peut faire appel, tout en restant dans le cadre de l'invention, à tout mécanisme adéquat, avec bien sur une préférence pour ceux qui présentent un bon rendement, un poids faible et un coût raisonnable. Un premier exemple de mécanisme de ce genre, est un différentiel dont les entrées sont les planétaires et la sortie le support de satellites. Dans un tel système dit symétrique, on a a = b = 0,5 et w3 = (w1 + w2) I 2 Avec un tel système il est déjà possible, avec un choix judicieux des familles de pignons, d'avoir un nombre important de rapports bien étagés. Mais surtout, le dispositif autorise des suites de rapports difficiles à obtenir avec une transmission classique. En effet, les transmissions classiques sont tributaires du nombre de dents des pignons qui doit être entier. Le problème est particulièrement sensible sur les grands rapports. Par exemple, entre deux pignons consécutifs de 11 et 12 dents, on doit accepter un écart de 9% , ce qui représente environ 1 mètre de développement. Si ce résultat était satisfaisant, on pourrait imaginer que les vélos de course disposent d'environ 7 rapports, la variation de développement visée pour ce genre de vélo étant de 10 à 4 mètres. Or, ce n'est pas le cas. Par ailleurs, c'est à haute vitesse, là où la puissance absorbée varie avec le cube de la vitesse (frottements aérodynamiques), qu'il serait intéressant de disposer de rapports rapprochés. D'un point de vue rendement, les deux chaînes ne sont pas un handicap puisqu'elles se partagent la puissance à transmettre, et qu'elles équilibrent les efforts, limitant ainsi les pertes dues aux torsions du pédalier et du cadre. Le différentiel lui, n'introduit que très peu de perte de rendement. En effet il ne travaille qu'en fonction de la différence entre w1 et w2, laquelle peut être maintenue à une valeur faible, voire nulle dans certains cas. II est possible de sophistiquer le système en lui donnant de la dissymétrie, c'est à dire en donnant un nombre de dents différent à chaque planétaire. Les coefficients a et b sont alors différents et proportionnels aux nombre de dents des planétaires correspondants. Cette propriété peut s'avérer intéressante, si l'on souhaite qu'un des dérailleurs ( le gauche par exemple) génère des variations de rapport plus importantes , pour un même saut de pignons. Cela permet des séquences de combinaisons de pignons en prise différentes, particulièrement intéressante lors de l'échelonnement des rapports. On pourra préférer, pour la réalisation de ce genre de mécanisme, les versions à engrenages cylindriques, qui présentent un meilleur rendement et un coût moindre, que celles à engrenages coniques qui génèrent des forces axiales. Dans ce cas, le grand planétaire sera un engrenage à denture interne, le petit un engrenage classique concentrique et les satellites trouvent leur place entre les deux planétaires. Mais d'autres dispositions sont également possibles. Dans la grande famille des mécanismes à planétaires et satellites pouvant satisfaire à nos exigences, nous pouvons distinguer deux groupes - Les mécanismes apparentés aux différentiels, qui imposent à leurs entrées une rotation inversée lorsque la sortie est bloquée (cas précédent), pour ces mécanismes: w3 = aw1 + bw2 et (a + b) = 1 - Les mécanismes inversés qui, sortie bloquée imposent un sens de rotation semblable aux deux entrées. Pour ces mécanismes, w3 = - aw1 + bw2 par contre a et b peuvent avoir des valeurs très variables, ce qui autorise d'autre possibilités. Ce dernier cas de figure, présente l'avantage d'autoriser des vitesses de sortie très petites, ou très grandes, et éventuellement l'inversion du sens de rotation. Par contre la puissance et la vitesse résultent ici d'une soustraction, ce qui signifie qu'une transmission est motrice et l'autre freinante, situation défavorable pour le rendement, donc moins indiquée pour un vélo. Une autre conséquence est que sur la transmission freinante, le planétaire est moteur, ce qui impose de placer les pignons sur le pédalier et le dérailleur au dessus de ceux-ci, de façon à travailler sur le brin mou de la chaîne. Cette solution sera sans doute plus indiquée pour d'autres applications que le vélo, là où la plage de variation ou l'inversion de rotation sont déterminantes. Enfin, dans la troisième famille où les transmissions sont actives à tour de rôle, il est possible de placer une transmission de chaque coté du moyeu. Si chaque transmission est munie d'une roue libre, celle qui offre le plus grand rapport sera active, l'autre étant automatiquement désactivée par sa roue libre. On peut ainsi réaliser diverses dispositions, par exemple - Déplacer alternativement la chaîne droite et la chaîne gauche, l'étagement des pignons étant organisé pour que chaque transmission soit active à tour de rôle. Notons qu'en jouant sur les plateaux, on peut ainsi réaliser des étagements très serrés. - Balayer tous les pignons sur une des transmissions, sur laquelle on a installé les rapports les plus grands, et terminer par un pignons fou (ou très grand) qui active ainsi la deuxième transmission, qui porte les petits rapports. Dans cette formule le nombre de rapports disponibles, n'est plus égal à n1 x n2 mais à n1 + n2 - 1 ( ex: 11 rapports avec n1 = n2 = 6 ), ce qui peut suffire pour bon nombre d'utilisations II est bien sûr possible de panacher les solutions. Nous verrons plus loin un dispositif à différentiel, où une des transmissions est désactivée par un pignon fou, de manière à obtenir de tout petits rapports. L'esprit de l'invention est d'obtenir une gamme complète de rapports sans changement de plateaux. Il est toutefois possible, sans sortir du cadre de l'invention, de placer plusieurs plateaux sur une ou plusieurs transmissions. Dans ce cas, le changement de plateau n'est pas utilisé dans la séquence des rapports, mais sert à déplacer l'ensemble de cette séquence . Cela peut permettre, d'adapter la transmission à un type de parcours, au niveau athlétique de l'utilisateur, ou au fait que l'on se trouve en promenade ou en compétition. Ce changement de plateau étant peu fréquent, on peu même envisager la suppression du dérailleur, la chaîne étant alors positionnée manuellement avant une utilisation particulière. Concernant la fonction roue libre, on peut noter que celle-ci peut être placée indifféremment sur l'arbre récepteur, l'arbre moteur (ou sur un arbre intermédiaire dans le cas de transmission en série). Le placement sur l'arbre moteur permet le changement de vitesse en situation de roue libre. D'autres avantages et caractéristiques ressortiront plus clairement, à travers les dessins de modes de réalisations particuliers annexés, donnés à titre d'exemples non limitatifs, dans lesquels - La figure 1 représente une vue schématique de profil d'un vélo équipé de deux transmissions en série. - La figure 2 ainsi que les suivantes représente une vue en coupe schématique d'un mécanisme de moyeu pour transmissions en parallèle. Ici il s'agit d'un différentiel dissymétrique à engrenages coniques et 25 vitesses théoriques. - Les figures 3, 4, 5, 6 représentent des vues en coupe schématiques de mécanismes différentiels dissymétriques à pignons cylindriques. - La figure 7 représente une vue en coupe schématique d'un mécanisme inversé , à engrenage cylindrique. - La figure 8 représente une vue en coupe détaillée d'un mécanisme dissymétrique à 36 vitesses théoriques. - La figure 9 représente une vue en coupe d'un mécanisme permettant à deux transmissions d'être actives à tour de rôle. Selon un premier mode de réalisation particulier figure 1, la transmission primaire se trouve sur le coté gauche du vélo, constituée par le plateau ( 6 ) solidaire du pédalier ( 1 ), la chaîne (4), le groupe de pignons ( 7 ) solidaire de l'axe intermédiaire (3), le dérailleur (10) . Le mouvement est transmis à la transmission secondaire, placée sur la droite du vélo, à travers l'arbre intermédiaire (3), qui entraîne le plateau secondaire (8), celui-ci transmet le mouvement au moyeu arrière (2) à travers la chaîne (5), les pignons (9) et le dérailleur secondaire (11) . L'arbre intermédiaire (3)étant lié au cadre par des moyens appropriés. Le rapport total d'une telle transmission, est égal au produit du rapport de la transmission primaire et de celui de la transmission secondaire . Avec: D1 et D2 nombres de dents des plateaux (6) et (8) et d1, d2 le nombre de dents des pignons sélectionnés sur (7) et (9) . R = D1 . D2 I d1.d2 Le numérateur étant constant, le nombre de valeurs possible pour R est égal au nombre de produits d1.d2 possibles, soit n1 x n2 (produit des nombres de pignons primaire et secondaire), moins les éventuelles valeurs redondantes. Selon un deuxième mode de réalisation particulier, à transmissions couplées en parallèles par un différentiel, la figure 2 montre un mécanisme de moyeu de roue, monté classiquement sur un axe fixe (12), et recevant les mouvements de deux transmissions montées en parallèle, par un des pignons de chaque groupe droit et gauche (13, 14). Ces mouvements de vitesses angulaire w1 et w2, sont transmis aux engrenages planétaire (15, 16), avec interposition éventuelle de roues libres (non représentées). Ces planétaires (15, 16) transmettent le mouvement au moyeu de roue (18) par les satellites (17, 17'). Le moyeu tourne alors à une vitesse w3, et si d1 et d2 sont les nombres de dents respects des planétaires (15) et (16), la valeur de w3 est alors w3 = a w1 + bw2 avec a = d1 I (d1+ d2) et b = d2 I (d1+ d2) La figure montre un dispositif très dissymétrique, qui présente l'avantage de fournir une variation de rapport plus grande pour une variation sur w2 que pour une variation sur w1. Mais il est clair, que cette réalisation peu être de type symétrique si l'on donne au planétaires le même nombre de dents. Le nombre de rapports est égal au produit n1 x n2 (respectivement, nombre de pignons primaire et secondaire), moins les éventuels recoupements. La solution des transmissions en parallèle, présente plusieurs avantages par rapport à la transmission en série, tout d'abord une symétrie de bon aloi qui limite les traditionnelles pertes par flexions du pédalier et du cadre. De plus la puissance transmise se partage entre les deux transmissions, au lieu de transiter intégralement dans chacune d'elles comme dans le montage en série. Si bien que les pertes ne s'additionnent pas mais se partagent, ce qui conduit à un rendement proche de celui d'une chaîne simple et une longévité très améliorée. Cela est très intéressant en tout terrain où les chaînes ont une durée de vie très brève. Les pertes du différentiel sont elles assez faible, puisque que les vitesses des planétaires sont souvent peu différentes voir égales et que le rendement des engrenages peut être excellent. Selon un troisième mode de réalisation particulier, la figure 3 montre schématiquement un équivalent de la précédente solution, dans lequel tout les engrenages (25, 26, 27, 2T) sont cylindriques. Ce qui permet de supprimer les réactions axiales des pignons coniques pénalisantes pour le rendement et de diminuer le coût. Cette solution impose la dissymétrie planétaire. II est possible de décliner d'innombrables variantes de ce genre de mécanisme à trois rotations combinées. En jouant sur les dentures internes ou externes des pignons, leur nombre, en les remplaçant par des roues et courroies crantées, ou bien encore des pignons et des chaînes comme sur la figure 6. Ou bien encore, en plaçant les mouvements d'entrées sur un planétaire et sur le porte satellite, la sortie se trouvant alors sur le planétaire restant. A titre d'exemple, les figures 4 et 5 montrent un mécanisme de type différentiel dissymétrique à entrées sur les planétaires (35, 36), dans lequel le planétaire à denture interne (26) de la figure 3, a été remplacé par un pignon à denture externe (36), collaborant avec un satellite double (37, 39) ou (37', 39'). De la même manière, figure 6 le satellite à denture interne est cette fois-ci remplacé par des roues dentées (45, 45'), collaborant par deux chaînes (50, 50') avec les satellites (47, 4T). Cette disposition permet la réalisation d'une version symétrique du mécanisme, ce qui n'est pas possible avec le dispositif de la figure 3. Selon un quatrième mode de réalisation particulier, la figure 7 montre une cinématique planétaire inversée par rapport aux précédentes. En effet, la vitesse résultante de sortie w3 résulte ici d'une différence pondérée des vitesses d'entrées w1 et w2. Cette solution autorise des gammes de vitesse de sortie très différentes, mais au prix d'un rendement plus faible, l'une des transmission étant freinante. Si z1, z2, z3, z4 sont respectivement le nombre de dents des engrenages (55, 56, 57, 59) et si k1 = z1 1z3 et k2 = z21z4 la vitesse de sortie w3 est alors W3 = (k2 w2 - k1 w1) / (k2 - k1) Selon un cinquième mode de réalisation préférentiel, la figure 8 montre une vue en coupe plus détaillée du mécanisme de la figure 3. L'ensemble est organisé autour d'un axe fixe (62), on y retrouve les groupes de pignons (63) et (64) ici au nombre de six, ce qui autorise 36 rapports théoriques, les planétaires (65) et (66), ce dernier à denture interne. On y voit aussi un des trois satellites (67). Le moyeu est constitué des pièce (68), (68') et (69), de manière à autoriser le montage de l'ensemble, la pièce (69) évitant le montage en porte à faux des satellites (67). Dans ce mode réalisation, les groupes de pignons (63) et (64) sont assemblés rigidement sur leur planétaire respectivement, (65) et (66). Le dispositif ne comporte pas de roue libre, cette fonction étant supposée renvoyée sur l'arbre d'entraînement ( le pédalier ). Cette formule présente l'avantage, de permettre le changement de vitesse lorsque l'on est en roue libre. Bien entendu, il est tout à fait possible de placer les roues libres entre les pignons et leurs planétaires. L'ensemble tourillonne sur les roulements (70, 71, 72, 73, 74, 75), l'arrêt en translation est assuré par la bague de réglage (76), qui règle en même temps le jeu des roulements à contacts obliques (70, 71, 74, 75). Dans l'ensemble de pignons (64), on remarque le pignon (77), monté fou sur le roulement (78), et un dispositif anti-retour (79) qui interdit au planétaire (66) de tourner à l'envers. Cette configuration particulière, donne fictivement une taille infinie au pignon (77) ce qui autorise des rapports très faible. En effet, le planétaire (66) est alors immobile (soit w2 = 0 ) la vitesse du moyeu se réduisant à w3 = aw1 . Le pignon (77) étant inopérant, son nombre de dents est sans importance et il pourrait même en être dépourvu . Selon un dernier mode de réalisation particulier, la figure 9 représente le moyeu d'une transmission double, dans laquelle une transmission assume les rapports longs, l'autre les rapports courts. Chaque groupe de pignons (84, 83) est monté sur une roue libre (non représentée). Le groupe de pignons gauches (84) assure les grands rapports. Pour cela ce groupe de pignon (84) collabore avec un plateau gauche ( non représenté). La roue libre de la transmission droite, rend cette transmission inactive puisque sa vitesse est plus faible, jusqu'à ce que la transmission gauche soit engrenée sur le pignon fou (89). II est alors aisé de dimensionner le petit pignon du groupe (83) et le plateau droit (non représenté également), pour constituer le rapport suivant et ainsi de suite jusqu'au plus grand pignon du groupe (83) qui constitue le dernier et plus petit rapport de la transmission. REVENDICATIONS 1 - Transmission de mouvement par chaîne à rapports multiples, constituée de plateaux moteurs, de chaînes, de groupes de pignons récepteurs et de dérailleurs agissant sur ces pignons, caractérisée en ce que les rapports de cette transmission s'obtiennent par la combinaison des rapports d'au moins deux transmissions multi-rapports distinctes et complètes, comprenant chacune au moins un plateau moteur, une chaîne, un groupe de pignons récepteurs et un dérailleur permettant à la chaîne de passer d'un pignon à l'autre. 2 - Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce que les transmissions sont couplées en série, le mouvement transitant d'une transmission à l'autre par une liaison en rotation du groupe de pignons récepteurs d'une transmission, au plateau moteur de la transmission suivante. 3 - Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce que deux transmissions sont couplées en parallèle, par l'interposition entre les deux groupes de pignons récepteurs, d'un mécanisme à trois mouvements combinés, permettant de déduire une vitesse de sortie w3, des deux vitesses d'entrées w1 et w2 communiquées au mécanisme par les pignons des deux transmissions, la vitesse de sortie w3 se déduisant d'une expression mathématique de type linéaire, pouvant se définir comme une somme pondérée, dont on peut choisir les coefficients. 4 - Dispositif selon la revendication 3, caractérisé en ce que le mécanisme central est un différentiel, réalisé par tout moyen technologique adéquat. 5 - Dispositif selon la revendication 3, caractérisé en ce que le mécanisme central est choisi dans la famille des trains épicycloïdaux. 6 - Dispositif selon la revendication 3, caractérisé en ce que le mécanisme central est déterminé de manière à créer une dissymétrie sur la pondération des vitesses d'entrées w1 et w2, dans la formule de la vitesse de sortie w3. 7 - Dispositif selon les revendication 3, caractérisé en ce que le mécanisme à trois mouvements combinés, est de type inversé, permettant à un des coefficients de pondération d'être négatif. 8 - Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce que le groupe de pignons récepteurs d'un transmission, est équipé d'un pignon fou, permettant d'inactiver cette transmission lorsque la chaîne est placée sur celui-ci . 9 - Dispositif selon les revendications 4 et 8 caractérisé en ce qu'un système anti-retour est placé entre un arbre d'entrée du mécanisme et le châssis, de façon à empêcher cet arbre de tourner â l'envers, si la transmission de cet arbre est inactivée. 10 - Dispositif selon la revendication 1, caractérisé en ce que la fonction roue libre du dispositif est placée, au niveau de l'arbre moteur.