La présente invention concerne une unité de transmission hydromécanique de moteur comprenant un convertisseur de couple pourvu d'un carter rotatif et d'un engrenage d'embrayage de maintien ou de déplacement de la puissance, y compris plusieurs paliers d'engrenage mécaniques. Plus particulièrement, l'invention se rapporte à un procédé dans lequel on utilise cette unité de transmission pour le freinage de véhicules, qui peut etre réglée, selon la demande, dans des limites prédéterminées. Des transmissions hydromécaniques ont été utilisées pour obtenir un couple de freinage lorsqu'il était désiré, mais jusqu'à présent, voir par exemple, le brevet de la Demanderesse nO 3.261.232 des Etats-Unis d'Amérique, le freinage à partir de ces transmissions a été limité à celui réalisé en raccordant différents engrenages mécaniques. Par conséquent, en vue d'effectuer des réglages du couple de freinage, les transmissions hydromécaniques classiques ont fait usage d'un "retardateur" séparé. Le retardateur comprend ordinairement un accouplement hydrodynamique rempli variablement, qui engendre une résistance considérable contre la rotation lorsqu'il n'est pas en usage et qu'il n'est rempli que d'air.Bien qu'il soit possible de réduire la résistance d'un retardateur rempli d'air, les aménagements pour ce retardateur exigent un espace considérable, sont lourds et coûteux. Comme indiqué, le système de la technique antérieure mentionné ci-dessus ne règle pas lui-même le freinage. Au mieux, dif frets degrés de capacité de freinage sont obtenus par différents réglages du convertisseur de couple et en utilisant différents raccords d'engrenage mécaniques. Toutefois, le procédé de la présente invention permet de régler la force de freinage dans de larges limites et avec moins de chocs que jusqu'ici en apportant des modifications parmi les rapports d'engrenage mécaniques, et ne dépend pas d'une structure mécanique additionnelle quelconque, sauf en ce qui concerne la commande automatique pour produire un réglage pré 7 déterminé du freinage. Tel que ceci est mis en évidence dans le texte qui précède, le but fondamental de la présente invention est d'étendre la capacité de freinage d'une unité de transmission de moteur de véhicule sans ajouter une structure additionnelle quelconque en vue d'obtenir la force de freinage. En même temps, l'invention permet de varier le couple de freinage dans de larges limites. Ces limites sont plus larges que celles prévues avec les unités retar datrices hydrauliques séparées semblables à celles mentionnées cidessus et l'invention permet également d'éviter les pertes associées à ces unités retardatrices lorsqu'elles sont déconnectées. Au surplus, l'invention permet des déplacements plus souples entre les différents champs de freinage définis par le rapport de den- ture de l'engrenage qui est raccordé. Un autre but de l'invention est de prévoir la commande automatique du couple de freinage de telle sorte que le conducteur puisse régler manuellement la capacité de freinage désirée indépendamment de la vitesse et conformément à unerelation prédéterminée entre la vitesse du véhicule et la capacité de freinage. En général, l'invention se rapporte à un procédé utilisé avec une unité de transmission de moteur pour un véhicule, dans lequel la transmission comprend un convertisseur de couple doté d'un embrayage de commande direct, une pale de guidage qui peut être libérée ou empêchée de tourner (ou même être raccordée à l'arrière à commander) et une transmission d'engrenage mécanique du type à déplacement direct en série avec le convertisseur de couple. Conformément à l'invention, le couple de freinage est obtenu en commandant la turbine du convertisseur de couple à une vitesse plus grande que le côté primaire du convertisseur de couple (pompe) qui est raccordé rotativement au moteur et commandé ainsi à la même vitesse que le moteur, c'est-à-dire en augmentant la vitesse de la turbine.L'augmentation de vitesse de la turbine est réalisée en libérant un embrayage direct et en réglant la pale de guidage dans différentes positions, l'engrenage mécanique complémentaire étant raccordé de façon à obtenir l'augmentation désirée de la vitesse de la turbine. Le couple de freinage est réglé en réglant la vitesse du moteur et ainsi la vitesse du côté primaire du convertisseur de couple. Le réglage de la vitesse du moteur exige d'utiliser le moteur pour prévoir un freinage de compression ou d'utiliser une pompe à engrenage supplémentaire commandée par le côté primaire du convertisseur de couple pour moduler l'absorption du couple du convertisseur. Le réglage des différents freins et accouplements et le réglage de la vitesse du moteur pour établir une capacité de freinage désirée sont de préférence commandés par un système automatique commandant la transmission. Ce système est décrit dans la demande de brevet britannique nO 43.323/78. Comme exposé, la pale de guidage est maintenue fixe pour obtenir un couple de freinage plus élevé, mais, selon un autre mode, la pale de guidage peut être libérée pour tourner librement dans l'une ou l'autre direction. De préférence, le moteur est conçu pour absorber le couple de commande appliqué à la pompe par la turbine en vue de définir un rapport désiré entre la vitesse du moteur et la vitesse de la turbine. Au surplus, le moteur peut être réglé à une vitesse plus grande que celle obtenue lorsqu'il est commandé par la partie de la pompe pour réduire le couple de freinage. Selon un exemple de réalisation, le côté primaire du convertisseur de couple entraîne une unité de pompage pour exercer le couple de freinage du côté primaire du convertisseur et le couple est réglé en variant l'étranglement de l'unité de pompage. L'unité de pompage peut avoir une capacité variable et le couple est réglé par une mise au point de la capacité de la pompe. En outre, le couple peut aussi être réglé en variant l'étranglement de l'unité de pompage, ainsi que sa capacité. Avantageusement, le fluide de travail du convertisseur de couple est utilisé pour l'unité de pompage commandée à partir du côté primaire du convertisseur de couple et le fluide passant par la pompe est canalisé pour circuler à travers un échangeur de chaleur du convertisseur de couple. De plus, une partie du fluide sous pression de la pompe peut être utilisée pour commander un ventilateur de refroidissement de motéur dans le cas d'un moteur hydrostatique. En ce qui concerne le système de commande électronique mentionné ci-dessus, le niveau de capacité de freinage en rapport avec la vitesse du véhicule est lié de préférence à un réglage manuel et au fonctionnement du système de commande électronique pour la transmission. Le système de commande est aussi utilisé pour commander tant le raccordement du rapport de denture de l'engrenage mécanique complémentaire que le freinage ou l'entrant nement du moteur pour obtenir le niveau désiré de freinage aux différentes vitesses du véhicule. Au surplus, si le convertisseur de couple a une turbine ou une pompe libérable, le système de commande électronique est utilisé pour commander la libération de la turbine à partir de la commande de raccordement avec le moteur nendant le changement des engrenages mécaniques pour exercer un effet de synchronisation hydraulique afin d'aider à déterminer - nouvelle vitesse du moteur. Selon un exemple de réalisation de l'invention, la vitesse du moteur est réglée en rapport avec le déplacement de l'engrenage mécanique par commande de l'injection de carburant dans le moteur. Pareillement, l'engrenage inverse peut être raccordé à la petite vitesse et la vitesse du moteur peut être réglée pour réaliser le freinage jusqu'à l'arrêt complet. La présente invention est décrite en détail ci-après à titre d'exemple en se référant aux dessins annexés au présent mémoire, dans lesquels la figure 1 est une vue en coupe longitudinale d'une transmission à laquelle est incorporé le procédé de freinage de l'invention; la figure 2 est un diagramme schématique des composants essentiels de la transmission de la figure 1, conjointement avec leurs commandes mécaniques et électroniques; et les figures 3, 4 et 5 sont des diagrammes de caractéristiques opératoires sélectionnées d'une transmission incorporant le système de commande électronique de l'invention; la figure 3 est un diagramme de l'effort de traction moteur maximal montrant les conditions opératoires de la transmission lorsque le moteur exerce un effort de traction et les figures 4 et 5 montrent les conditions opératoires de la transmission en utilisant le procédé de freinage de l'invention; la figure 4 montre la force que l'on peut obtenir aux différentes vitesses et la figure 5 montre la relation entre la force de freinage et la vitesse du moteur, et la force de freinage nécessaire à exercer sur le moteur pour prévoir une force de freinage désirée. A l'extrémité gauche de la figure 1, on a représenté un convertisseur de couple TC comprenant un carter rotatif 2 conçu pour être commandé par un moteur de véhicule ou autre via l'organe d'aboutement 2a. Le convertisseur de couple TC comprend une pompe 3 à couronne de lames 4, une turbine 5 à couronne de lames 6 et 6' et un guide 7 à couronne de lames de guidage 8. Le guide peut être utilisé comme une turbine. A la turbine 5, on a raccordé un moyeu 14 à la périphérie externe duquel est attaché un disque de friction 12. Le carter rotatif 2 comprend une extension interne 2b située entre le disque 12 et la pompe 3 et un servo-piston 10 du coté extérieur du disque 12.Le convertisseur de couple TC est le type de pompe libérable décrit dans le brevet nO 3.893.551 des Etats-Unis d'Amérique. La pompe 3 est déplaçable vers la gauche pour entrer en prise avec le carter rotatif 2 par l'intermédiaire d'un accouplement à friction 9 destiné à la commande hydraulique. Lorsque la pompe 3 est déplacée vers la droite, l'accouplement est libéré et le servo-piston 10 est actionné pour contraindre le disque 12 à entrer en prise par friction avec l'extension 2b en vue d'établir une commande directe entre le carter rotatif 2 et la turbine 5. La turbine 5 et le moyeu 14 entrent en prise activement avec l'arbre 16 de la turbine. Le guide 7 est monté sur un arbre de guidage 18 qui tourne par rapport à l'arbre 16 de la turbine et où est monté le palier 20.L'arbre 18 est raccordé par un moyeu et des disques de friction à un frein 26 à actionner par le servopiston 23 pour maintenir le guide 7 fixe pendant la "simple rota tion". L'arbre 18 est encore raccordé à un engrenage planétaire 22, dont le support est relié aux disques de friction formant une partie d'un frein 24 qui est actionné par le servo-piston 25, si bien que le guide tourne en sens contraire de la turbine pendant la "double rotation". Dans la commande hydraulique, la multiplication du couple est réalisée par l'intermédiaire des lames du guide et la sortie du couple accru parvient à l'arbre 16 de la turbine en passant par celle-ci.La "double rotation1, est obtenue lorsque le frein 24 est mis en action et permet une multiplication du couple beaucoup plus élevée, mais dans une gamme plus petite de rapports de vitesses, que la simple rotation (obtenue par l'entrée en prise du frein 23) au cours de laquelle le rapport de vitesses est défini comme étant le rapport de la vitesse de l'arbre de la turbine à la vitesse du carter rotatif. La multiplication du couple diminue avec l'augmentation de la vitesse jusqu'à ce qucil soit avantageux de déconnecter la commande hydraulique, c'est-à-dire de déconnecter l'accouplement conique 9, et d'actionner le servo-piston 10 pour commander l'arbre 16 de la turbine directement à partir du carter rotatif 2 via les éléments 12 et 14. Le convertisseur de couple comprend un échangeur de chaleur 68 à travers lequel' le fluide est pompé par un engrenage 70 via un engrenage intermédiaire 72. La disposition d'un convertisseur de couple, d'un échangeur de chaleur de ce type, d'une pompe et de conduites de fluide appropriées est décrite dans les brevets nO 4.056.019 et 4.058.980 des Etats-Unis d'Amérique. Pour obtenir une augmentation de la vitesse de la turbine, on a disposé, en aval du convertisseur de couple, un engrenage mécanique comprenant une première partie P dotée d'un engrenage inverse et de quatre rapports d'engrenage avant, et une seconde partie R dénommée "engrenage de marge" ayant une commande 1/î ou une autre réduction d'engrenage. Ce dispositif est décrit dans la demande de brevet américain de la Demanderesse nO 843.520. L'arbre 16 de la turbine est raccordé à un engrenage annulaire 30. L'arbre secondaire ou arbre de sortie de la première partie P est désigné par 32. L'engrenage annulaire 30 entraîne un engrenage planétaire 34 comportant plusieurs sections d'engrenage, y compris une section d'engrenage 31 à grand diamètre clavetée sur une section d'engrenage 33 à diamètre intermédiaire, une section d'engrenage 35 à diamètre plus petit se situant à droite. Entre les sections d'engrenage 33 et 35, on a prévu un palier pour le montage de l'engrenage planétaire 34. Les sections d'engrenage 31, 33 et 35 sont respectivement en prise activement avec les clavettes des engrenages principaux 36, 38 et 40. La section d'engrenage 35 est en outre en prise avec un engrenage annulaire 50 opérant comme un engrenage inverse.Les engrenages principaux 36, 38 et 40 sont libérés pour une rotation libre ou raccordés à la partie fixe du carter via les freins à friction 46, 44 et 42, respectivement, lesquels sont actionnés par les servo-pistons 47, 45 et 43 respectivement. L'engrenage inverse 30 est sélectivement en prise avec le carter via le frein à friction 50 qui est actionné via le servo-piston 53. D'autre part, l'engrenage annulaire 30 peut être raccordé directement au support de l'engrenage planétaire 34 et dès lors directement à l'arbre secondaire 32 en entrant en prise avec l'embrayage à friction 48, ce dernier étant sollicité par la mise en action du servo-piston 49 qui contraint à son tour l'élément 51a à pivoter vers la gauche pour faire tourner le levier 51b de telle sorte que sa partie supérieure se déplace à droite pour entrer en prise avec l'embrayage 48. L'arbre 32 se prolonge vers la droite de la figure 1 dans la seconde partie R ("engrenage de marge") où il entre en prise activement avec un élément 54 allongé et claveté qui est lui-même en prise active avec un moyeu 56 et les engrenages planétaires 64. Le support 60 de l'engrenage planétaire 64 entre en prise activement avec un engrenage secondaire 58 qui est 11 arbre de Sortie de la transmission entière. L'engrenage planétaire 64 est en prise avec un engrenage annulaire 66 qui peut êtrereiné par rapport à la partie rixe du logement au moyen d'un frein à friction 67 mis en action par le servo-piston 69. Cette disposition permet une réduction de la vitesse entre les arbres 32 et 58.Par ailleurs, ces arbres 32 et 58 peuvent être en prise activement l'un avec l'autre via le moyeu 56 et l'embrayage à friction o2, ce dernier contraignant le moyeu 56 à entrer en prise par friction avec le support 60 de l'engrenage planétaire. L'embrayage à friction 62 est actionné via un servo-piston 63 qui agit par l'intermédiaire d'un système de leviers 65. On se réfère à la figure 2 où on a représenté un système de commande électronico-électrohydraulique décrit dans la demande de brevet précitée de la Demanderesse nO 843.520. A la figure 2, les liaisons mécaniques sont indiquées par des lignes pleines et les liaisons électriques, par des lignes interrompues. Le système hydraulique représenté à la figure 2 comprend un système de pompage 300 muni d'une pompe à engrenage haute pression GPH et d'une paire de pompes à engrenage basse pression GPL, dont la pression est commandée par une vanne à solé notre CBV. Ces pompes mettent l'huile sous pression qui sert à actionner les vannes du système, les divers servo-pistons et la chambre du convertisseur de couple. Une première vanne 302 commande le flux de fluide au convertisseur de couple, une deuxième vanne 304 commande le flux de fluide aux servo-pistons 23 et 25 de la "simple rotation" et de la "double de rotation", une troisième vanne 306 commande, conjointement avec les vannes secondaires 306A et 306B, le flux de fluide à la première partie de la transmission mécanique et une vanne 308 commande le flux de fluide aux servo-pistons 63 et 69 de l'engrenage de marge.L'huile sous pression passe de la pompe 300 à la vanne 302 pour parvenir au convertisseur de couple, à toutes les vannes électriques à solénoïde pour atteindre le convertisseur de couple, à toutes les vannes électriques à solénoïde pour arriver aux extrémités de toutes lesdites vannes en vue de les déplacer axialement et à la vanne 304 pour être fournie aux servo-pistons 23 et 25 de la "simple rotation" et de la "double rotation". L'huile sous pression est aussi amenée de la pompe 300 à la vanne 302 et à ses vines secondaires 306A et 3065 pour parvenir aux servo-pistons de la première partie de la transmission mécanique. n se référant à la vanne 302, on observe que l'huile SOwlS pression entre dans la vanne par le conduit 70' et lorsque E e te la vanne 302 occupe sa position neutre, le convertis seur de couple est aussi dans sa position neutre, ni l'accouplement 9, ni le disque 12 n'étant pas en prise avec l'extension 2b du carter rotatif 2. Le mouvement de la vanne 302 dans une direction raccorde le fluide sous pression du conduit 70' au conduit H pour la commande hydraulique et le mouvement de cette vanne dans l'autre direction raccorde le fluide sous pression au conduit D pour la mise en action d'un.servo-piston 10 et dès lors une commande directe. Ainsi, il n'est pas possible de mettre sous pression en même temps les deux conduits H et D. En se référant à la vanne 304, le fluide sous pression passant par le conduit 71 afflue dans un premier conduit SR ou dans un second conduit DR, en fonction de la direction du mouvement de la vanne 304, pour actionner le piston 23 de la simple rotation ou le piston 25 de la double rotation. En ce qui concerne la vanne 306, l'huile sous pression entrant par le conduit 74 est fourniepar la ligne R au servo-piston 53 ou par la ligne S aux deux autres vannes 306A et 306B. La vanne 306A a trois positions, dont deux positions finales dans lesquelles le fluide sous pression entrant parvient au servo-piston 45 ou au servo-piston 43. La troisième position est une position neutre où le fluide atteint la vanne 306B en passant par la vanne 306A. La vanne 306B a elle-même deux positions, à savoir une première position finale où le fluide sous pression passe au servo-piston 47 par l'intermédiaire d'un conduit et une seconde position où le fluide passe au servo-piston 49 par l'intermédiaire d'un autre conduit. Finalement, la vanne 308 reçoit le fluide sous pression du conduit 76. A mesure que la vanne 308 se déplace vers ses positions finales, le fluide sous pression est fourni au servo-piston 63 qui actionne l'embrayage à friction 62 ou au servo-piston 69 qui actionne le frein 68. Ainsi, le système des vannes de commande hydrauliques, comprenant les vannes 302, 304, 306, 306A, 306B et 308, commande le flux d'huile aux servo-pistons qui entrent directement en prise avec les différents freins et embrayages de la transmission de la figure 1, comme décrit ci-dessus, l'huile sous pression provenant du système de pompage de départ commandé par le côté primaire de la transmission. Le système de vannes hydrauliques est contr8- lé lui-même par des vannes à solénoïde qui sont décrites ci-dessous et qui commandent, par des signaux électriques, le flux d'huile actionnant les différents servo-pistons du système de vannes hydrauliques. Le système de la figure 2 comprend en outre un cylindre de freinage de moteur CEB, un cylindre d'injection de carburant CFI et un cylindre de coupure de carburant CFC qui sont commandés par les solénoïdes EBV, FIV et FCV. Ces opérateurs et leurs fonctions sont classiques. Comme mentionné ci-dessus et comme représenté à la figure 2, le réglage de la transmission est déterminé par plusieurs vannes du type à solénoïde DV, HV, SRV, DRV, FV, RV, EHV1 à EHV6 et CBV. Ces vannes commandent, via le système de vannes hydrauliques comprenant les vannes 302, 304, 306A, 306B et 308, le flux d'huile pour le raccordement de la commande directe, de la commande hydraulique,de la commande de la simple rotation, de la commande de la double rotation, de la marche avant, de la marche arrière, des engrenages mécaniques un à huit et de la pompe à haute capacité, respectivement. Les vannes à solénoïde.DV et KV commandent la vanne 302; les vannes à solénoïde SRV et DRV commandent la vanne 304; les vannes à soléhofde FV et RV commandent la vanne 306; les vannes à solénoïde EHV1 à EHV6 commandent les vannes 306A, 306B et 308 et la vanne à solénoïde CBV commande la pompe GPL. En outre, les vannes à solénoïde FIC, FCV et EBV commandent les dispositifs influençant le moteur pour l'injection de carburant, la coupure de carburant et le freinage du. moteur, respectivement, comme décrit ci-après. En se référant une nouvelle fois à la figure 2, les signaux d'entrée mentionnés ci-dessus comprennent les signaux de vitesse d'arbre sur les lignes 309, 310 et 311, les signaux de position d'étranglement sur les lignes 312, 313 et 314, les signaux du frein à main et de la pédale de frein sur les lignes 315 et 316, les signaux de sûreté de température et de niveau d'huile sur les lignes 317 et 3,18, les signaux de position du levier de sélecteur sur les lignes 319, 320, 321, 322, 323 et 324 et les signaux de position du levier de frein sur les lignes 325, 326 et 327. Les signaux de vitesse d'arbre sont des impulsions à ondes carrées se composant de deux hiveaux, c'est-à-direovolt et +5 volts. Les impulsions sont obtenues des unités détecteur/ amplificateur G1, G2 et G3 adjacentes aux dents des engrenages tournant avec 1' arbre de moteur ES, 1' arbre de turbine de conver tisseur CTS et l'arbre de sortie de transmission TOS, respectivement. Les signaux de position d'étranglement sur les lignes 312 à 314 se rapportent à la position du levier d'étranglement désigné par 330 et ces signaux ont une tension variable entre 0 et 5 volts qui est proportionnelle à la position d'étranglement et qui est prévue par un potentiomètre (non représenté) dont la prise est attachée au levier d'étranglement 330. Deux autres signaux indiquant les positions terminales "étranglement libéré" (N.) et renversement" (KD), sont obtenus des contacteurs 332 et 334 qui ouvrent ou ferment les raccordements à la masse. Lorsque les contacteurs 332 et 334 sont ouverts, une microcalculatrice maintient la ligne des signaux à +5 volts. Des signaux de pédale de frein (Br) et de frein à main (HP) sur les lignes 315 et 316 sont aussi produits par les contacteurs 335 et 338 qui ouvrent ou ferment les raccordements à la masse. Les signaux de commutation de niveau d'huile (OL) et de sûreté de température (TS) sur les lignes 317 et 318 sont obtenus des interrupteurs désignés en général par 340 et 342 et sont maintenus à +24 volts (tension de la batterie) pendant le fonctionnement normal. Un niveau d'huile excessivement bas ou une température d'huile excessivement élevée contraint un commutateur 340 ou un commutateur 342 à fermer un raccordement à la masse en allumant une lampe d'avertissement de conducteur T et en activant simultanément un circuit à retard de la microcalculatrice. Ce circuit à retard accorde un temps au conducteur pour exercer une action indépendante avant que la microcalculatrice libère la transmission, de façon à prévenir toute détérioration. Un levier sélecteur 344 et un levier de frein 348 peuvent être commandés directement par le conducteur au moyen d'une microcalculatrice 200. Comme représenté, les signaux sont produits par plusieurs contacteurs de commutation qui commandent l'achèvement des raccordements à la masse pour produire une combinaison de signaux. La microcalculatrice 200 maintient les lignes de signaux à +5 volts pour un raccordement ouvert. Le levier sélecteur 344 est représenté par des lignes pleines à la figure 2 et une plaque de contact est désignée par 346, tandis que les six lignes de sortie 319 à 324 sont destinées respectivement aux états de commande suivants : arrière (R), neutre arrière (pli), neutre (IT.), neutre avant (FN), avant (F), faible (L) et extra faible (EL). Dans l'état neutre (N), les freins de transmission sont libérés et la pompe de la turbine est libérée. Dans l'état neutre avant (FN), le frein DR (ou le frein SR) est appliqué, la pompe de la turbine est libérée pour un roulement libre instantané et l'arrêt du véhicule peut être effectué. Dans l'état avant (F), la pompe de la turbine entre en prise et ceci est la position de commande normale. Les autres positions tombent sous le sens et il est évident que plusieurs et différents réglages peuvent être effectués comme désiré. Le levier de frein 348 utilise les lignes 325 à 327 pour indiquer huit niveaux de freinage différents par suite des types de contacteurs de commutation 348a représentés. Ces lignes d'entrée de levier de frein, semblables à celles du levier sélecteur, sont raccordées à la microcalculatrice 200. Il est bien évident que la description ci-dessus n'est pas exhaustive et que la microcalculatrice 200 a une capacité pour traiter beaucoup plus de signaux que chacun des différents types décrits. Le système est alimenté en énergie par une batterie de véhicule B de +24 volts et le système est à la masse. La batterie B est raccordée à un régulateur de tension 352 qui produit une alimentation stabilisée de +5 volts. Le régulateur de tension est situé dans le logement ou la boîte du levier sélecteur comprenant un interrupteur d'amorçage 350 et sert à alimenter la microcalculatrice, les amplificateurs de signaux de vitesse d'arbre et le potentiomètre de position d'étranglement. Tous les raccordements à la masse se font par l'intermédiaire d'une ligne de masse commune raccordée au pôle négatif de la batterie B par l'intermédiaire de la microcalculatrice 200. Avant de décrire en détail la présente invention, les caractéristiques opératoires du système entier sont brièvement décrites. Les caractéristiques entières de possibilité d'étrangle- ment d'une unité de transmission de moteur, comme décrit ci-des sus, sont représentées à la figure 3, y compris les caractéristi ques pour la commande de la double rotation, la commande de la simple rotation et la commande directe, conjointement avec l'en grenage à huit vitesses.Pour la simplicité, les caractéristiques ie la commande hydraulique ne sont représentées que pour les que tre premiers rapports de denture mécanique ; toutefois, toutes les combinaisons sont bien entendu possibles et la détermination et la commande de ces combinaisons (pour toutes les positions d'étranglement) font usage d'un système de commande électronique, tel que celui décrit dans la demande de brevet précité de la Demanderesse. Au surplus, la détermination et la commande de réglage de la transmission (y compris la commande du moteur) pendant le freinage par augmentation de la vitesse de la turbine ou par ses variations, comme prévu conformément à l'invention, font usage en général dudit système de commande.Le freinage au moyen d'une augmentation de la vitesse de la turbine est réalisé, pour la transmission de la figure 1, en libérant le disque de friction 12 de l'embrayage direct et en raccordant la pompe libérable 3, ainsi que le frein 25 de la simple rotation lorsque le rapport de vitesses, comme défini ci-dessus, est plus grand que l'unité. Cet état est atteint en incorporant, à l'engrenage mécanique, un rapport de denture inférieur à celui qui est normalement présent. Grâce à cette technique, le sens du flux de puissance de la transmission est ainsi inversé, ce qui produit donc un effet de freinage ou de retardement.Les caractéristiques de la fonction de retardement sont représentées aux figures 4 et 5, où le réglage ou la modulation de la grandeur du freinage est obtenu en partie en influençant ou en commandant le moteur, en utilisant des dispositifs d'air comprimé, en étranglant le tube d'échappement du moteur, en employant des dispositifs à vide, des électro-aimants ou d'autres systèmes électriques, ces dispositifs étant excités au moyen de signaux électriques. La figure 5 montre d'autres variations du freinage hydraulique où la pompe 3 ou le frein 26 de la simple rotation est libéré, c'est-à-dire est libre de tourner. Ces variations produisent également un effet retardateur qui est modulé en influen sciant ou en commandant le moteur, comme décrit en détail ci-après. Il est bien évident que la transmission mécanique P et R prévoit huit paliers d'engrenage avant, comme représenté schématiquement et numériquement à la figure 3. Les quatre premiers paliers d'engrenage sont les quatre rapports de denture avant de la transmission mécanique P, le frein 67 de l'engrenage de marge mécanique R étant raccordé au carter fixe, ce qui procure ainsi un rapport de denture de réduction par l'intermédiaire de la transmission mécanique R. Les quatre paliers d'engrenage suivantes V à VIII comprennent de nouveau les mêmes quatre paliers d'engrenage de la transmission mécanique P, mais l'entrée de la trans mission R de l'engrenage de marge mécanique étant cette fois rac cordeedirectement à l'arbre de sortie 58 via l'entrée en prise du frein 62. Différents efLorts de traction sont exercés en fonction de la position d'étranglement. Si le clapet est abaissé au maximum, l'effort de traction reproduit à la figure 3 par la courbe PhI est exercé. Toutefois, le véhicule accélère normalement plus rapidement que le moteur dans les engrenages inférieurs et, par conséquent, cet effort de traction élevé ntest pas réellement produit, sauf en montant des gradients extrêmement raides. Cependant, si le véhicule a accéléré jusqu'à un certain point en rapport avec la vitesse du moteur, le guide 7 est séparé de la turbine et raccordé au carter fixe, c'est-à-dire que le frein 24 est libéré et que le frein 26 entre en prise, ce qui produit bien entendu la commande normale de simple rotation.Cet état se poursuit jusqu'à ce qu'un point soit atteint lorsque la commande directe est requise, point auquel l'accouplement 9 est dégagé, la pompe 3 est séparée du carter rotatif et le piston 10 est activé ensuite pour contraindre le disque 12 à entrer en prise avec l'extension 2b du carter rotatif 2. Le point auquel le passage d'un état à l'autre se produit, est lié à la position de la pédale et du clapet, laquelle est établie selon les différents rapports de vitesses entre la pompe et la turbine, le véhicule étant ensuite accéléré suffisamment. Dans le premier engrenage, le véhicule peut être accéléré jusqu'à environ 12 km/heure et 1'effort de traction est représenté par la courbe PdlI dans le cas d'un étranglement maximal.Normalement, les deux ou les trois premiers paliers diengrenage de la transmission mécanique P et R ne sont utilisés que pour le démarrage dans des conditions sévères ou pour la commande à de très hauts degrés de pleine charge. Par conséquent, l'organe de commande automatique peut normalement avoir déjà établi le cinquième engrenage ou éventuellement le huitième engrenage avant qu'un certain type de freinage ou de retardement 7soit requis. Au cours du freinage hydraulique classique du convertisseur de couple, la commande directe est raccordée et le guide 7 est maintenu fixe sur le carter stationnaire ou,à des vitesses de véhicule plus petites, le guide 7 peut être raccordé à la turbine au frein 24 (la commande directe étant de nouveau raccordée) en faisant ainsi tourner le guide en arrière. Bien que ce type classique de freinage soit satisfaisant, il ne permet pas la régulation ou la modulation du freinage sauf en raccordant différents engrenages. Conformément à la présente invention, il est possible d'effectuer un freinage hydraulique en augmentant la vitesse de la turbine, après avoir débranché le raccordement de la commande directe. Dans ce cas, l'organe de comman- de automatique raccorde un engrenage pour une certaine augmentation de vitesse de la turbine, comme le montrent schématiquement les figures 4 et 5.A la figure 4, les lignes désignées par n2 et dotées des indices I-VIII indiquent les vitesses de turbine et les zones désignées par P et dotées des indices I-VII indiquent la force de freinage ou de retardement susceptible d'être obtenue, les limites inférieures de la force de retardement établie étant attribuables au couple transmis de la turbine à la pompe lorsque le guide est libéré et que le moteur tourne. Ces limites inférieures de la figure 4 sont représentées à la figure 5 par la ligne 150 (Ph I-IIIc') pour trois rapports de denture différents et les lignes supérieures de la figure 4 sont reproduites à la figure 5 par les lignes désignées par 158 (Ph I-IIIa').Une différence existe toutefois à la figure 5 où les lignes se rapportent à un couple de freinage constant s'exerçant sur le moteur par un freinage de compression ou autre et les vitesses du moteur à la figure 5 sont conformes aux lignes désignées par 152, 156 et 160 (n1I-IIIa-c). La figure 5 est un schéma théorique, tandis que la figure 4 donne les limites de la force de retardement susceptibles d'être obtenues en commandant la relation des rapports de denture en liaison avec la vitesse et la vitesse du moteur, en prenant aussi en considération la température de la transmission, etc. Comme on peut le voir à la figure 4, sept zones ou champs de freinage sont établis avec huit paliers d'engrenage et trois champs de freinage sont établis avec quatre paliers d'engrenage La figure 5 montre la capacité de freinage obtenue avec un engrenage mécanique complémentaire à quatre vitesses procurant trois zones de freinage. A la figure 5, la courbe 150 montre la capacité de freinage de l'engrenage mécanique lorsque la pale de guidage est libérée et que la turbine est reliée à un troisième engrenage, la vitesse maximale du véhicule étant de 66,5 km/heure. Ce freinage correspond à la vitesse du moteur conforme à la courbe 1,2, qui est la vitesse que le moteur adopte grâce au transfert du couple par le convertisseur de couple. Pour réaliser le freinage selon la courbe 154, il est nécessaire de réduire la vitesse du moteur.La ligne 154 indique le freinage effectué lorsque la pale de guidage est fixe; la vitesse du moteur engendrée par le couple transféré est représenteepar la courbe 156. La courbe 158 montre la capacité de freinage lorsque la vitesse du moteur est réduite à la vitesse représentée par la courbe 160. Une vitesse de véhicule de 66,5 Icm/heure dans le troisième engrenage correspond à unevitesse de turbine de 3500 tours par minute. Aux vitesses comprises entre 48 et 52 km/heure, il est avantageux de faire passer l'engrenage mécanique au deuxième engrenage et d'établir les mêmes circonstances par rapport au troisième engrenage. En déplaçant la turbine et pour le raccordement du premier engrenage entre 34 et 38 km/heure, le champ de freinage désigné par III à la figure 4 est déterminé. Comme décrit en liaison avec la figure 5, la capacité de freinage hydraulique est modulée en variant la vitesse du moteur. Au surplus, dans certaines circonstances, le freinage est diminué en commandant le moteur au moyen de l'unité de commande de carburant se composant du cylindre d'injection de carburant CFI et du cylindre de coupure de carburant CFC représentés à la figure 2. En plus de l'effet de freinage accru, une certaine réduction de la vitesse du moteur peut être effectuée'dans certaines circonstances, la vitesse du moteur dépendant du couple transféré de la turbine en rotation à la pompe du convertisseur de couple. Un dispositif pour réduire la vitesse du moteur est reproduit à la figure 2 sous la forme d'uncylindre de freinage du moteur CEB, qui étrangle le tuyau d'échappement du moteur. L'effort de freinage sur le moteur est petit relativement à l'effort de freinage de la turbine. Si la vitesse est augmentée, la turbine 5 fonctionne comme une pompe fournissant de l'anergie à la pompe 3 qui fonctionne ensuite comme une turbine. REVENDICATIONS 1. Procédé de freinage d'un véhicule équipé d'un moteur raccordé activement à une transmission se composant d'un convertisseur de couple muni d'une pompe, d'une pale de guidage et d'une turbine, ainsi que d'une transmission d'engrenage mécanique complémentaire à paliers multiples du type embrayage de maintien ou déplacement de puissance, en série avec le convertisseur de couple, caractérisé en ce qu'on commande la turbine à une vitesse plus grande que la pompe qui est commandée à la même vitesse que celle du moteur et en ce qu'on règle l'effort de freinage en commandant la vitesse du moteur. 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que la pale de guidage est maintenue fixe pour déterminer un champ plus grand de couple de freinage. 3. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que la pale de guidage est libérée pour tourner librement dans l'une ou dans l'autre direction afin de déterminer un champ plus petit de couple de freinage. 4. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que le moteur est conçu pour absorber le couple d'entraînement appliqué à la pompe par la turbine de façon à établir un rapport désiré entre la vitesse du moteur et la vitesse de la turbine par étranglement du tuyau d'échappement du moteur pour définir la force de freinage désirée à partir de la turbine. 5. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que le moteur est commandé à une vitesse plus grande que celle obtenue lorsqu'il est commandé par la pompe pour réduire le couple de freinage. 6. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que le côté primaire du convertisseur de couple commande une pompe pour exercer le couple de freinage du côté primaire du convertisseur et en ce que le couple est réglé en variant l'étranglement de la pompe. 7. Procédé selon la revendication 6, caractérisé en ce que la pompe a une capacité variable et en ce que le couple est réglé en réglant la capacité de la pompe qui fonctionne à l'encontre d'une sortie fixe. 8. Procédé selon la revendication 6, caractérisé en ce que la pompe a une capacité variable et en ce que le couple est réglé en variant tant l'étranglement de la pompe que sa capacité. 9. Procédé selon la revendication 6, caractérisé en ce que la pompe est libérable par un accouplement à friction. 10. Procédé selon la revendication 6, caractérisé en ce qu'on utilise le fluide de travail du convertisseur de couple dans l'unité de pompage commandée à partir du côté primaire du convertisseur de couple et en ce qu'on canalise le fluide passant par la pompe en vue d'une circulation à travers l'échangeur de chaleur du convertisseur de couple. 11. Procédé selon la revendication 6, caractérisé en ce qu'il consiste à utiliser une partie du fluide sous pression de la pompe pour commander un ventilateur de refroidissement du moteur par un moteur hydrostatique. 12. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que le niveau de capacité de freinage en rapport avec la vitesse du véhicule est lié à un réglage manuel et au fonctionnement d'un système de commande électronique de la transmission. 13. Procédé selon la revendication 12, caractérisé en ce qu'il consiste à commander la liaison du rapport de denture de l'engrenage mécanique complémentaire et le freinage ou l'entraSne- ment du moteur pour déterminer le niveau désiré de freinage à des vitesses de véhicule différentes. 14. Procédé selon la revendication 12, caractérisé en ce que le convertisseur de couple comprend une turbine ou une pompe libérable et en ce que la pompe ou la turbine n'est plus en contact de commande avec le moteur pendant le changement des engrenages mécaniques pour exercer un effet de synchronisation hydraulique en vue de déterminer la nouvelle vitesse du moteur. 15. Procédé selon la revendication 12, caractérisé en ce qu'il consiste à régler la vitesse du moteur en rapport avec le déplacement de l'engrenage mécanique effectué en commandant l'injection de carburant du moteur. 16. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il consiste à raccorder l'engrenage inverse à une petite vitesse et à régler la vitesSe du moteur pour obtenir un freinage jusqu'à l'arrêt complet.