La présente invention est relative aux transmissions de force applicables notamment aux véhicules automobiles et se propose de leur apporter divers perfectionnements. La conception des boites de vitesses pour les véhicules dits poids lourds est continuellement l'objet d'une demande en vue d'une transmission d'une plus grande quantité d'énergie. La boite de vitesses classique transmet l'énergie entre des arbres principaux par l'intermédiaire d'un seul arbre de renvoi. Afin de transmettre plus d'énergie avec cette construction, il est nécessaire d'augmenter les distances entre axes entre les arbres principaux et l'arbre de renvoi, ce qui nécessite l'emploi d'un carter plus grand qui représente plus d'espace dans la conception d'ensemble du véhicule et des pignons plus grands.Mais l'augmentation de la distance entre axes implique également une augmentation de la charge pesant sur les paliers, de sorte que la conception de ces derniers peut devenir le problème crucial au point de vue de l'e- tablissement de la boite de vitesses. En outre, avec des paliers plus grands, la vitesse mesurée à la hauteur des cercles primitifs augmente parce que l'arbre d'entrée tourne à une vitesse sensiblement constante. Mais l'augmentation de la vitesse mesurée au cercle primitif implique une augmentation du bruit produit par le fonctionnement de la transmission, et ce bruit devient maintenant un problème difficile à résoudre dans la conception des boîtes de vitesses. Une solution apportée à ce problème dans la technique antérieure prévoit plusieurs arbres de renvoi espacés autour de l'arbre principal. Si,dans ces conditions, le couple de la charge est également réparti entre ces arbres intermédiaires, il n'est pas nécessaire d'augmenter les dimensions des pignons qui peuvent même être réduites. Cependant, cette solution idéale nest pas aisément réalisable dans la pratique car il est impossible de fabriquer les éléments constitutifs de la transmission et de les assembler avec une précision suffisante pour donner la certitude que le couple de pleine charge est réparti de façon satisfaisante entre les deux arbres de renvoi.On constate dans la pratique qu'un pignon solidaire de l'un ou l'autre des arbres engrène tout d'abord avec le pignon correspondant de l'arbre principal et que la totalité de la charge ou sensiblement est transmise par l'intermédiaire du pignon en prise et de son arbre correspondant. Ce problème technique se pose du fait d'un certain nombre de facteurs qui ont une influence sur la relation des organes avec l'ensemble, par exemple les erreurs de cercle primitif, ltempla- cement des dents de chaque pignon par rapport à la glissière (keyway)prévue sur l'arbre associé, le mode de montage de chaque arbre dans ses paliers et de nombreux autres facteurs Comme in diqué ci-avant, il n'est pas pratiquement réalisable de régler tous ces facteurs au stade de l'assemblage. Différentes tentatives en vue de l'obtention de solutions à ce problème ont été proposées. Une de ces tentatives (voir par exemple les brevets des Etats Unis d'Amérique No. 3-425.290, No. 3,335X616, No. 3 105.395 et No. 3 237-472) ont intéressé les trains d'engrenages utilisant des pignons à denture droite. Ces dispositions impliquent la présence d'un certain degré de liberté radiale pour l'arbre principal ou le pignon solidaire de cet arbre principal. Dans ces conditions, si un seul arbre de renvoi transmet le couple, la charge radiale pesant sur l'arbre "libre" ou le pignon rapproche cet élément de l'autre arbre de renvoi dans une mesure qui est suffisante pour obliger cet arbre à transmettre le couple de manière à équilibrer les charges radiales pesant sur l'élément "libre".Cependant, cette liberté contribue à engendrer du bruit plutôt qu'à l'atténuer. D'autres propositions ont été faites pour l'établissement des trains d'engrenages transmettant une puissance très élevée, par exemple dans les moteurs marins et ont utilisé des engrenages hélicofdaux engendrant des composantes de réaction dirigées axialement dans les arbres de renvoi. Ces derniers ont été prolongés à travers le carter de la bote de vitesses de façon à coopérer avec un accouplement d'equilibrage placé en dehors de cette boite. Cet accouplement qui peut comprendre un levier pivotant ou un circuit hydraulique complexe est étudié de manière à produire un mouvement axial d'un arbre de renvoi qui ne transmette pas la charge afin d'obliger un pignon hélicoldal porté par cet arbre de venir en contact de transmission de la charge avec un pignon solidaire de l'arbre principal, en équilibrant les forces de réaction dirigées axialement dont les arbres de renvoi sont le siège. Toutefois, ces propositions impliquent chacune un équipement supplémentaire en dehors du carter de la boîte de vitesses, ce qui contribue à augmenter les exigences au point de vue encombrement et la dépense de l'ensemble de la boîte de vitesses et implique en outre une certaine liberté de chaque arbre de renvoi dans ces paliers. L'invention est matérialisée dans une tranmmission comprenant des premier et second organes rotatifs, un premier pignon héli cotidal pouvant tourner avec le-premier organe, plusieurs pignons hélicoidaux engrenant avec ce premier pignon et couplés avec ce second organe, et un équipement de montage du premier pignon disposé de manière à lui permettre de pivoter sous l'action de composantes axialement dirigées de forces de réaction provenant de ces autres pignons sous charge, de telle sorte que le couple puisse être transmis entre les organes précités dans chacun de ces autres pignons hélicoidaux. Les moyens ou l'équipement de couplage peuvent comprendre plusieurs ensembles de pignons ménageant des rapports d'engrènement différents, chaque ensemble comprenant plusieurs pignons montes fixes pour participer à la rotation des autres pignons précités respectifs et un pignon associé, un équipement ou sys thème d'embrayage étant prévu pour embrayer sélectivement les pignons associés avec le second organe précité. Toutefois, un problème peut se poser si un ensemble non embrayé grippe avant qu'un de plusieurs pignons dans un ensemble embrayé ait achevé le contact avec le pignon associé. La transmission peut etre assemblée de façon que ce problème ne se pose plus si le couple est toujours transmis depuis un organe particulier à l'autre, mais un équipement supplémentaire peut être nécessaire si l'un ou l'autre des organes précités peut agir comme organe entraineur. --suivA elun autre aspect de l'invention, celle-ci est maté rivalisée dans une transmission comprenant un premier et un second organes, plusieurs ensembles de pignons ménageant des rapports différents, chaque ensemble comprenant plusieurs pignons dont chacun est accouplé avec l'un des organes précités et un pignon associé engrenant avec chacun de divers pignons dans son ensemble, et un système d'embrayage servant à embrayer sélectivement ces pignons associés avec l'autre des organes précités, chacun de ces ensembles de pignons comprenant des pignons hélicoïdaux, l'angle de l'hélice ou de l'hélicoîde des dents de ces ensembles de pignons étant différent, de telle sorte que pour l'un quelconque de ces ensembles, quand son pignon associé est embrayé par rapport à l'autre pignon, le couple cinématique puisse être transmis en passant par chacun des divers pignons à la fois à partir du premier organe jusqu'au second organe et à partir du second organe jusqu'au premier organe, plus le rapport d'engrènement des pignons de l'ensemble étant grand, plus l'angle de l'hélicoïde des dents de ce pignon est également grand lui aussi. Suivant un troisième aspect de l'invention, celle-ci concerne une disposition de transmission permettant de réaliser un entraî- nement inversable à partir d'une source d'entraînement rotatif dans un seul sens, en particulier quand la transmission comporte une section principale et une section à "gamme" permettant d'obtenir un nombre plus grand de passages de vitesse possible. Une transmission classique permettant d'assurer un entraînement inversable comporte un ensemble de pignons inverseurs en supplément de ceux qui sont utilisés pour obtenir les vitesses en marche avant. Cet ensemble d'inversion comprend un pignon inverseur monté fou sur un arbre supplémentaire (voir par exemple le brevet des Etats Unis d'Amérique No. 3 335 616 déjà cité). Suivant ce troisième aspect de l'invention, celle-ci est matérialisée dans une transmission permettant d'obtenir un entraînement inversable à partir d'une source d'entraînement en rotation dans un seul sens comprenant un organe d'entrée destiné à être relié avec cette source, un organe de sortie destiné à être entraîné dans le sens inverse, un pignon d'actionnement de cet organe de sortie pour assurer son actionnement, un premier et un second accouplements placés entre ce pignon et cet organe d'entrée et étudié pour entraîner le pignon dans des sens opposés, enfin un système d'embrayage permettant de sélectionner celui de ces accouplements qui agit efficacement pour actionner le pignon. Le premier accouplement peut comprendre un premier pignon pouvant tourner sous l'action de cet organe d'entrée, un second pignon engrenant avec le premier et un troisième pignon engrenant avec le pignon d'entraînement, le second accouplement comprenant ce premier pignon et un quatrième pignon engrenant avec le pignon d'entraînement, le système d'embrayage étant étudié de manière à permettre de sélectionner celui des troisieme et quatrième pignons qui est entraîné en rotation par le premier pignon afin d'adtionner ce pignon entraîneur. Plusieurs modes de réalisation de l'invention sont décrits ci-après simplement à titre d'exemples d'ailleurs, en regard des dessins schématiques annexés dans lesquels : La fig. 1 est une vue en plan schématique avec coupe d'une transmission simple établie suivant les principes de l'invention. La fig. 2 est une vue en coupe d'une transmission plus complexe également conforme aux principes de l'invention. La fig. 3 est une vue de détail prise par rapport à la fig. 2 mais dessinée à plus grande échelle. La fig. 4 est une vue semblable à la fig. 2 d'une partie de la transmission, la coupe passant par un plan décalé angulairement par rapport au plan de coupe de la fig. 2. La fig. 5 est une vue en plan d'un calibre simple utilisable pour l'assemblage de la transmission représentée par les fig. 2 à 4. Les fig. 6A et 6B sont des diagrammes explicatifs de la construction de la transmission représentée par les fig. 2 à 4. Dans la fig. 1, 10 désigne un arbre d'entrée monté dans les paliers 12 de manière à être coaxial avec un arbre de sortie 14 lui-même monté dans des paliers 16. Comme indiqué ci-après, le couple cinématique peut être transmis de l'arbre d'entrée 10 à l'arbre de sortie 14 soit par l'intermédiaire d'un accouplement direct placé entre ces arbres, soit au moyen de deux arbres de renvoi 18, 20 montés dans des paliers désignés respectivement par 22 et 24. Tous les arbres sont soumis à une contrain te axiale et radiale. Pour permettre la transmission du couple cinématique au moyen des arbres de renvoi, la transmission comprend deux ensembles de pignons. Un premier ensemble de pignons comprend des -pignons héli coidaux à développante 26, 28 montés sur des arbres de renvoi respectifs 18 et 20 et un pignon conjugué 30 qui est monté sur l'arbre de sortie 14 au moyen de paliers 32 permettant la libre rotation de ce pignon par rapport à l'arbre. Le second ensemble de pignons comprend des pignons hélicoldaux à développante 34, 36 montés sur des arbres de renvoi respectifs 18, 20 et un pignon conjugué 38 qui engrène intérieurement avec l'arbre d'entrée 10 dans des conditions qui sont plus complètement exposées ci-après. Chaque pignon engrène constamment avec les pignons associés compris dans l'ensemble indiqué. Ainsi, les arbres de renvoi 18, 20 sont toujours entraînés en rotation par le second ensemble de pignons utilisé. Toutefois, le couple ne peut être transmis à partir des arbres 18, 20 vers l'arbre de sortie 14 que par l'intermédiaire d'une bague d'embrayage 40 à cannelures internes. Cette bague 40 est montétde façon à permettre un mouvement de glissement axial sur un organe 42 à cannelures externes qui peut tourner avec l'arbre 14. La bague 40 peut ainsi être déplacée axialement pour venir en prise avec les cannelures 44 prévues sur le pignon 30.L'accouplement direct de l'arbre 10 avec l'arbre 14 peut être effectué par translation axiale de l'anneau 10 pour qu'il vienne en prise avec la partie 46 à cannelures externes montée pour participer à la rotation de l'arbre 10. Des embrayages comportant des anneaux coulissants semblables à l'anneau 10 sont d'ailleurs bien connus dans la technique, de sorte qu'il est inutile de les décrire plus complètement ici, de même que les moyens pour assurer le coulissement axial de l'anneau d'embrayage. Si l'on considère maintenant la situation suivant laquelle le couple est transmis de l'arbre 10 à l'arbre 14 en passant par les arbres de renvoi 18 et 20, on conçoit qu'à chaque région d'èngrènement dans chaque ensemble de pignons, les forces agissant sur les pignons agissent dans une direction sensiblement normale aux surfaces de contact entre les pignons. Comme tous les pignons sont hélicoldaux, chacune de ces forces a une composante dans une direction parallèle à l'axe central de la transmission. Le pignon 38 est donc soumis à des composantes axiales de part et d'autre de l'axe central de la transmission. Si ces composantes axiales ne sont pas sensiblement égales, c'est-à-dire si les arbres 18 et 20 ne supportent pas des charges sensiblement égales, il se produit un couple de rotation qui est appliqué au pignon 38 et qui tend à le faire tourner autour d'un axe sensiblement normal au plan de la fig. 1 et passant par l'axe central de la transmission. Afin de permettre une égalisation sensible de ces forces, et par conséquent une -égalisation des charges supportées par les arbres 18 et 20, le pignon 38 est monté sur l'arbre 10 de façon décrite plus en détail ci-après afin de permettre à ce pignon de pivoter autour de l'axe susmentionné qui est normal au plan de la figure. Si l'on considère la situation dans laquelle le pignon 30 est embrayé par rapport à l'arbre 14, ce dernier est embrayé sur une charge et le couple d'entraînement est appliqué à l'arbre 10. Si l'on suppose en outre que le pignon 38 attaque tout d'abord le pignon 34, un certain jeu est ménagé entre les pignons 38 et 36. L'arbre 18 tourne pour amener le pignon 26 en prise avec le pignon 30, ce qui tend à faire tourner l'arbre 14 et comme résultat, une force de réaction correspondante dirigée axialement est engendrée du côté droit du pignon 38 (en regardant la fig. 1). Comme il n'y a pas de force d'équilibrage développée sur le côté gauche de ce pignon, il pivote jusqu'à ce que le pignon 38 soit amené en contact avec le pignon 36.L'arbre 2 et l'arbre 14 commencent alors à tourner et si le pignon 28 est engagé avec le pignon 30, la charge est divisee ou partagée entre les deux arbres, les composantes de réaction axialement dirigées sur le pignon 38 s'équilibrent, de sorte que le pignon cesse de pivoter. Si le pignon 28 n'est pas en prise avec le pignon 30, quand le pignon 38 engrène avec le pignon 36, l'arbre 20 commence à tourner avant l'arbre 14. I1 n'y aura pas de composante axialement dirigée qui s'applique du côté gauche du pignon 38 puisque l'arbre 20 n'a pas encore subi une charge quelconque. Le pignon 38 va donc continuer à pivoter dans le sens anti horaire, ses dents patinant au-dessus des dents du pignon 36 pour assurer la rotation de l'arbre en question. Quand le pignon 28 vient en prise avec le pignon 30, l'effet de pivotement et de glissement cesse tandis que l'arbre 20 assume sa portion de la charge et les composantes axialement dirigées appliquées au pignon 38 se trouvent équilibrées. A mesure que la rotation des divers arbres continue, des erreurs se produisant dans la formation des pignons individuels ou de leurs arbres associés ou dans le montage des divers organes de l'ensemble, peuvent avoir tendance à soumettre à nouveau à la charge l'un ou l'autre des arbres de renvoi. Toute tendance de ce genre sera accompagnée d'un déséquilibre de la composante de réaction axiale s'appliquant au pignon 38, en faisant ainsi pivoter ce pignon dans le sens approprié au rétablissement du partage de la charge entre les arbres de renvoi de la manière sus-décrite. Le montage du pignon 38 est étudié de manière à soustraire ce pignon à tout mouvement axial en bloc sous l'action des composantes axiales dont il a été parlé tout en permettant un mouvement de pivotement limité. Deux originalités du montage représenté sont importantes à cet égard, à savoir i) la mise en place axiale du pignon en le serrant entre des blocs annulaires constitués par une matière élastomere compressible; ii) la conformation spéciale des dents externes de l'arbre 10 comme figure en 50. Cette conformation peut être obtenue en donnant aux dents un profil bombé ou en les surfaçant. Ni l'une, ni l'autre de ces particularités n'est d'ailleurs essentielle pour l'etablis- sement d'un montage de pignon satisfaisant. Mais l'emploi de blocs en matière élastomère est particulièrement avantageux en ce sens qu'en plus d'assurer la mise en place axiale avec une liberté de pivotement limitée, elle sert également à amortir la transmission pour la soustraire aux charges ou impact de chocs et à réduire le bruit. Les pignons 26, 28 et 32 pourraient être des pignons à denture droite. Toutefois, des pignons hélicoidaux sont à adopter de préférence car ils possèdent plus de caractéristiques de fonctionnement satisfaisantes que les pignons à denture droite, en particulier en ce qui concerne le bruit et la capacité de résister aux contraintes surfaciales. A noter que les mouvements de pivotement effectués par le pignon 38 sont minutieux. Ils ne sont nécessaires que pour absorber les faibles erreurs qui se produisent lors de la fa brication et de l'assemblage de la boîte de vitesses. Toutefois, il est désirable de réduire autant que possible l'angle dont le pignon 38 doit pivoter. En dehors de la précision d'usinage et de l'assemblage des parties constitutives de la transmission, un moyen pour réduire l'angle de pivotement nécessaire du pignon 38 est d'étudier la transmission de telle sorte que chaque arbre de renvoi supporterait la charge sur une partie au moins de la rotation complète du pignon 30, même si le pignon 38 était incapable d'entraîner les pignons appartenant au premier ensemble pour leur imprimer un déplacement continu simultané.Si ce résultat peut être obtenu, le pignon 38 doit pivoter à la fois dans le sens horaire et dans le sens anti-horaire (en regardant la fig. 1) au cours d'une rotation du pignon 30. Mais le degré de pivotement dans l'un ou l'autre sens est inférieur à ce qu'il serait si le pivotement était nécessaire dans un seul sens angulaire. En vue de ce résultat, il est nécessaire d'étudier la transmission de telle sorte qu'au moins en un point de chaque rotation du pignon 30, tous les pignons soient en contact simultané, même sans pivotement du pignon 38. I1 est préférable que la construction soit étudiée de telle sorte qu'un contact simultané soit obtenu au même point "moyen" de telle sorte que le pignon 38 pivote en exécutant approximativement des angles égaux dans chaque sens à partir de son orientation à ce point "médian". Si l'on considère maintenant la transmission représentée dans la fig. 1 immédiatement après le premier assemblage et qu'on suppose qu'un couple de maintien est appliqué à l'arbre 14 et qu'un couple d'entrainement est appliqué à l'arbre 10, la valeur de ce couple d'entrainement étant insuffisante pour faire pivoter le pignon 38 malgré l'antagonisme dû à la résistance des blocs en matière élastomère et si l'on suppose en outre que le contact est établi tout d'abord dans les pignons montés sur l'arbre 18, un certain jeu est ménagé entre les dents intercalaires des pignons 38, 36 et des pignons 28, 30. L'arbre 20 est alors libre de tourner entre des limites déterminées respectivement par le contact entre les pignons 38, 36 et le contact entre les pignons 28, 30. Ce jeu angulaire peut d'ailleurs être mesuré. I1 variera avec l'orientation angulaire de chaque arbre de l'ensemble et un certain nombre de mesures peuvent être effectuées pour différentes orientations. En fait, les pignons peuvent être initialement assemblés de telle sorte qu'un jeu existe toujours dans l'arbre 20 quelles que soient les orientations angulaires des divers arbres. Si un jeu "moyen" interessant un certain nombre d'orientations angulaires est établi, ce jeu angulaire peut, compte tenu du pas du pignon 28, être converti en un réglage axial de ce pignon nécessaire pour rattraper ce jeu moyen. Ceci est une propriété des pignons hélicoidaux qui permet d'obtenir cet avantage que même apres que les pignons ont été façonnés, ils peuvent être réglés par un simple mouvement axial pour réaliser la relation de contact requise. Le réglage axial peut être obtenu en déplaçant le pignon 28 le long de son arbre et en le remettant en place en prévoyant une mince tole de calage de forme spéciale. A titre de variante, le pignon peut être initialement mis en place par un collet de calage spécial qui peut être enlevé et remplacé par un collet de mise en place de conformation spéciale après le réglage du pignon. L'effet de la suppression du jeu "moyen" dont il a été parlé est de réaliser le contact simultané moyen requis, de telle sorte qu'ensuite en l'absence du pignon pivotant 38, la charge soit transférée d'un arbre de renvoi à l'autre à peu près au point moyen. Dans les fig. 2 et 3 est représentée une transmission plus complexe logée dans un carter 60. Cette transmission comprend un arbre d'entrée 62 qui est monté dans une paroi terminale 63 du carter 60 au moyen de paliers à billes 64. Cette transmission comprend également un arbre de sortie 66 monté dans l'autre paroi terminale 67 du carter 60 au moyen d'palier rouleaux coniques 68. A l'intérieur du carter 60 se trouve un autre arbre 70 monté coaxialement par rapport à l'arbre d'entrée 62 et un arbre de sortie 66 au moyen des paliers 72, 74 dans les parois internes 76, 78 du carter. La paroi 78 divise l'intérieur de ce carter en une section dite "principale" de la transmission vers la gauche de la paroi 78 (en regardant la fig. 3) et un relais vers la droite de la paroi 78 (en regardant de même la fig. 3). Deux arbres de renvoi 80, 82 sont montés dans des paliers respectifs 84, 86 logés dans la paroi terminale 63 du carter et dans des paliers respectifs 88, 90 montés dans la paroi interne 76. Comme clairement visible dans la fig. 4, ces arbres de renvoi traversent des orifices de la paroi interne 78 et sont montés à leurs extrémités dans des paliers respectifs 92, 94 supportés dans une autre paroi interne 96 dans le relais de la transmission. Les arbres de renvoi 80, 82 s'étendent parallèlement à l'arbre 70 et sont espacés équiangulairement autour de lui. Le relais de la transmission comporte deux arbres de renvoi 98, 100 quis'étendent entre la paroi interne 78 du carter et sa paroi terminale 67, leur montage étant assuré dans des paliers respectifs prévus dans chacune de ces parois. Ces arbres de renvoi 98, 100 s'étendent parallèlement à l'extrémité sail lant vers l'intérieur de l'arbre 70 et sont espacés équiangulairement par rapport à lui. Les axes de ces arbres de renvoi 98, 100 sont toutefois décalés angulairement par rapport aux axes des arbres 80, 82. Les arbres 80, 82 portent respectivement des pignons hélicoïdaux simples à développante 102, 104 qui engrènent avec un seul pignon hélicoïdal à développante 106 monté sur l'arbre d'entrée 62. Le montage de ce pignon 106 est assuré par un palier 108 partiellement sphérique et deux bagues 110 en élastomère engageant respectivement les faces annulaires du pignon. Ces bagues et ce pignon sont serrés entre un épaulement 112 solidaire de l'arbre d'entrée 62 et un écrou 114 coopérant avec la partie extérieurement filetée de l'extrémité de cet arbre. Cet épaulement 112 comporte des dents hélicoïdales externes 113 coopérant avec des dents internes 116 du pignon 106, de telle sorte que le pignon soit entraîné par l'arbre d'entrée 62. Ces dents sont façonnées dans leur couronne de façon que le palier 108 et les bagues 110 en élastomère assurent une liberté de pivotement du pignon 106 afin de permettre une égalisation sensible de la charge entre les arbres 80, 82. Le pas des dents 116 est égal au pas des dents 117 du pignon 106. Ainsi, la charge des bagues 110 est réduite au minimum puisque les composantes axiales agissant sur les dents 116 sont sensiblement équilibrées par les composantes axiales produites sur les dents 117. A l'intérieur de la section principale de la transmission, chacun des arbres 80, 82 porte quatre pignons 118, 120, 122 et 124. Ces arbres assurent quatre régimes en marche avant à partir de la transmission, un cinquième régime de vitesse en marche avant étant obtenu par accouplement direct de l'arbre d'entrée 62 avec l'arbre 70 comme décrit ci-après. Dans le relais de la transmission, chac-un des arbres 80 et 82 porte un pignon 126 qui fonctionne dans les conditions indiquées ciaprès de manière à assurer le fonctionnement inverse de la transmission. Dans la section principale de la transmission, l'arbre 70 porte des pignons 128, 130, 132 et 134 engrenant respectivement avec les pignons 118, 120, 122 et 124. Si l'on considère tout d'abord le régime en marche avant de la boite de vitesse en ne tenant pas compte pour le moment des pignons du relais placés à la droite de la paroi 78 et en outre que l'arbre 70 est accouple directement à l'arbre de sortie 66 au moyen de-l'anneau d'embrayage 150 qui serait déplacé vers la gauche à partir de la position représentée dans la fig. 3 pour permettre cette liaison, t'arbre d'entrée 62 peut être accouplé directement à l'arbre 70 au moyen de l'anneau d'embrayage 52 qui serait déplacé vers la gauche par rapport à la position representée dans la fig. 2A. Ceci assurerait une liaison directe à travers la transmission. Etant donné que le pignon 106 engrène en permanence avec l'arbre d'entree et avec les pignons 102 et 104, les deux arbres de renvoi 80, 82 tourneraient et aucun d'eux ne transmettrait la charge puisque chacun des pignons 128, 130, 132 et 134 est monté libre sur l'arbre 70. S'il y a lieu maintenant d'entraîner l'arbre 70 par l'intermédiaire des arbres de renvoi, l'anneau d'embrayage 152 est déplacé à l'écart de l'arbre d'entrée 62 et cet anneau d'embrayage est amené en prise avec le pignon 128 ou bien l'anneau d'embrayage 154 est amené en prise soit avec le pignon 130 soit avec le pignon 132 ou bien l'anneau d'embrayage 156 est amené en prise avec le pignon 134. L'engrènement de l'un de ces anneaux d'embrayage avec un des pignons montés sur l'arbre 70 applique la charge à l'un au moins des arbres 81, 82, ce qui se traduit par la production de forces de réaction axiales sur le pignon 106, lesquelles forces, si elles ne sont pas équilibrées provoquent le pivotement de ce pignon autour d'un axe normal au plan de la fig. 3 passant par le centre du palier sphérique. Ainsi, la charge est divisée de façon sensiblement égale entre les arbres 80, 82 comme décrit ci-avant à propos de la fig. 1. Le relais monté dans la transmission permet une autre variation des vitesses de sortie qu'on peut obtenir à partir de la transmission. Quand ce relais est utilisé, l'anneau d'embrayage 150 est écarté de son engagement avec l'arbre 70. Celui-ci est muni dans cette partie d'un pignon 136 engrenant avec les pignons 138 montés sur les arbres respectifs 98, 100. Ces derniers arbres portent également un double pignon hélicoldal comprenant des parties 140, 142 portant des dents hélicoida- les dirigées en sens opposés. Les parties 140, 142 engrènent respectivement avec des pignons hélicoldaux simples 144, 146 solidaires dela partie de l'arbre de sortie 66 qui fait saillie vers l'intérieur.Les pignons 144, 146 portent des cannelures internes de façon à coopérer avec les parties 149, 151 respectives à cannelure externe montées sur un manchon 153 qui tourillonne sur l'arbre 66. Les pignons 144, 146 sont serrés entre des bagues 55 en matière élastomère semblables aux bagues 110. Ces bagues sont elles-mêmes serrées entre des rebords s'étendant vers l'extérieur prévues ou solidaires du manchon 153, l'anneau d'embrayage adjacent 150 étant relié par des cannelures de façon à coopérer avec cet anneau d'embrayage. Pour comprendre le fonctionnement d; relais de la transmission, il suffit de considérer l'arbre 70 comme étant l'arbre "d'entrée" du relais. L'actionnement de l'arbre 70 peut être emprunté à l'un quelconque des modes de fonctionnement sus-décrits de la section principale de la transmission. Etant donné que le pignon 136 engrène en permanence avec les pignons 138, les arbres 98, 100 sont entraînés en rotation même quand l'anneau d'embrayage 150 est engagé avec l'arbre 70. Toutefois, ceci a simplement pour effet d'obliger le manchon 149 à tourner sur l'arbre 66 étant donne qu'il n'y a pas d'accouplement entre le manchon et l'arbre de sortie.Toutefois, si l'anneau d4embra- yage 150 est déplacé vers la droite en vue de l'accouplement avec les cannelures prévues sur le manchon 149, la charge sera appliquée à l'un au moins des arbres de renvoi 98, 100, puis sera divisée de façon sensiblement égale entre eux, du fait du montage des pignons de sortie 144, 146 sur l'arbre 66. Comme les pignons 144, 146 sont hélicoïdaux, chacun d'eux est soumis à des forces de réaction axiales de la même façon que le pignon d'entrée 106. Chacun est monté de manière à posséder une liberté limitée de pivoter autour d'un axe respectif normal au plan de la fig. 3. I1 convient de prévoir qu'au cours du fonctionnement, le contact se produira tout d'abord entre une partie du double pignon hélicoidal et le pignon correspondant de l'arbre de sortie, par exemple entre la partie d'engrènement 140 dans la moitié inférieure de la fig. 3 et le pignon 144. Ceci créera une force de réaction tendant à pousser le pignon 144 vers la droite par rapport à l'arbre 66 et à le faire pivoter dans le sens anti-horaire autour de l'axe précité. Ces forces de réaction seront transférées par les anneaux intermédiaires 155 en matière élastomère au pignon 156 et le mouvement vers la droite du pignon 144 sera continu jusqu'à ce que le pignon 146 soit amené impérativement en contact avec l'une ou les deux parties d'embrayage 142. Quand ceci se produit, d'autres forces de réaction sont engendrées pour créer une compression des anneaux 155 en élastomère, de telle sorte que chaque pignon 144, 146 atteigne une zone de contact avec chacune des parties d'engrenage 140, 142.Le double pignon hélicoïdal contribue à réduire la contrainte pesant sur les dents des pignons de sortie tout en réduisant les forces axiales pesant sur les paliers de support des arbres 98, 100. Le mode de fonctionnement inverse est décrit ci-après: Comme indiqué dans ce qui précède, ceci implique l'utilisation des pignons 126 dont chacun est prévu sur un manchon 160 (Fig. 4) qui fait saillie à travers l'orifice associé de la paroi 78. Le manchon 160 est monté sur son arbre associé 80 ou 82 au moyen de paliers à aiguilles. L'extrémité de chaque manchon 160 à l'intérieur de la section principale de la transmission porte des cannelures externes 162 coopérant avec un anneau d'embrayage respectif 164 dans lequel le manchon peut être embrayé par rapport à l'arme associé 80 ou 82. On remarquera à l'examen de la fig. 4 que les diamètres externes des pignons 126, 136 sont calculés de telle sorte qu'ils n'en- grènent pas entre eux.Toutefois, chaque pignon 126 engrène avec son pignon adjacent 138 monté sur les arbres respectifs 98, 100. Quand le pignon d'inversion n'est pas en fonctionnement, les anneaux d'embrayage 164 viennent occuper la position que montre la fig. 4, de sorte que les manchons 160 tournent librement sur les arbres respectifs 80, 82. Quand le pignon d'inversion est engagé, l'anneau d'embrayage 152 est déplacé vers la gauche, de sorte que l'arbre d'entrée 62 est embrayé par rapport au pignon 106 et que la charge est transmise en passant par les arbres 80, 82 qui tournent dans le même sens que lors de la marche avant. Cependant, les anneaux d'embrayage 164 sont déplacés vers la droite afin d'entraîner les manchons 160 et les pignons 126. Ces derniers pignons entraînent les pignons 138 et ainsi les arbres 98, 100 et les pignons 144, 146. L'anneau d'embrayage 150 est déplacé vers la droite pour engrener avec le manchon 140, afin d'actionner l'arbre 66. L'inversion de marche est obtenue par l''inclusion de pignons additionnels 126 dans le train. Par suite de l'engrènement permanent des pignons 136, 138, l'arbre 70 tourne, mais est libre de faire, étant donné qu'il n'est pas O?1i-"is d7ec l'un quelconque des pignons 118, 120, 122 et 124. I1 est évident que comme le pignon d'entrée 106 et les pignons de sortie 144, 146 sont utilisés pour la marche arrière, la division ou répartition de la charge pesant sur les arbres 80, 82 et sur les arbres 98, 100 est obtenue également avec ce régime. Comme ceci est le cas de la transmission simple représentée sur la fig. 1, il est désirable de réduire, dans toute la mesure du possible, l'angle dont le pignon pivotant doit pivoter au cours du fonctionnement. Comme précédemment, ce résultat peut être obtenu en prévoyant un contact simultané moyen mais en pareil cas, il doit être effectué indépendamment pour chaque ensemble de pignons. I1 en résulte que chaque pignon 128, 130, 132, 134 est embrayé sur un couple de retenue à tour de rôle et que pour chacun un couple d'entraînement est appliqué et un certain nombre de mesures de libre jeu sont obtenues. Des colliers de mise en place convenable sont utilisEs comme précédemment pour donner la certitude que pour chaque ensemble de pignons, les pignons se trouvent bien dans la relation appropriée. Afin de permettre l'assemblage de cette transmission, il est nécessaire d'avoir la certitude que les pignons des arbres de renvoi sont convenablement placés axialement par rapport à leurs arbres respectifs puisque ces derniers sont montés dans le carter. Pour obtenir ce résultat, il est désirable de régler etroitement la dimension axiale de chaque pignon monté sur un arbre de renvoi. Un moyen approprié d'obtenir ce réglage est décrit ci-après en regard de la fig. 5. Dans la fig. 5 est représenté un pignon hélicoïdal typique à développante destiné à être assemble sur un arbre de renvoi. Ce pignon est monté dans un dispositif comprenant une plaque de base 200, une paroi dressée 202 pourvue d'une surface 204 à profil précis. A partir de cette surface 204 fait saillie un bout d'arbre 206 muni d'une glissière 208 semblable à celle de l'arbre de renvoi sur lequel le pignon est monté au cours du fonctionnement. Une sphère 210 est prévue de façon que l'un de ses axes soit placé dans l'alignement précis de la ligne centrale de la glissière 208 à une distance prédéterminée à partir de la surface 204.Cette sphère 210 est mobile verticalement pour se rapprocher ou s'éloigner, selon le cas, de la glissière. Lorsque cette sphère est écartée de la glissière le pignon est monté sur )e bout d'arbre, et la sphère est alors ramenée en arrière vers cette glissière pour venir en prise avec deux dents du pignon comme représenté dans la fig. 5. Du fait de la géométrie du pignon et de la sphère, l'axe sus-mentionné de cette sphère est placé dans l'alignement précis du plan central axial du pignon qui est donc espacé de façon précise de la surface 204. Comme le montre la fig. 5, le pignon est muni d'un bossage 212 faisant saillie axialement. Pendant le processus d'usinage, ce bossage est délibérémment sus-dimensionné dans la dimension axiale de façon à permettre la possibilité d'un usinage de finition de la surface axiale libre du bossage selon l'espacement désiré par rapport au plan axial central sus-mentionné du pignon. Le degré requis d'usinage en vue d'obtenir l'espacement requis peut être déterminé par une mesure du jeu entre la face axiale du bossage et la surface 204. La transmission représentée dans les fig. 2 et 4 comprend une autre originalité destinée à assurer la répartition du couple entre les arbres de renvoi 80 et 82 lors d'un dépassement. Si l'on considère les ensembles représentés schématiquement dans les fig. 6A et 6B, la première de ces figures montre l'ensemble comprenant le pignon 134, le pignon de plus grand diamètre monté sur l'arbre 70. La deuxième de ces figures, c'est-à-dire 6B montre l'assemblage comprenant le pignon 128. Le pignon de plus petit diamètre monté sur l'arbre 70. La flèche indique le sens de rotation des pignons dans tous les modes.de fonctionnement. On supposera que le pignon 134 est enclanché sur l'arbre 70. La fig. 6A montre les pignons à l'état d'entraînement normal avec un contact simultané effectué en -y1 - y2 et zl -z2 c'est-à-dire avec les deux arbres 80, 82 entraînant le pignon 134 et l'arbre 70. Les pignons 118 (Fig. 6B) font également tourner le pignon 128 qui est libre par rapport à l'arbre 70. Ces pignons sont représentés avec un contact simultané en wl - w2 et x1 - x2. Ils ne sont pas nécessairement dans cet état étant donné qu'ils ne sont pas soumis à l'effet d'équilibrage du pignon pivotant, mais l'état fonctionnel que met en évidence la figure 6B est obtenu périodiquement pendant la rotation des arbres 80, 82 du fait que le processus de réglage initial a permis d'obtenir avec certitude ce résultat comme décrit ciavant. Si l'on suppose maintenant que la transmission fonctionne en poyssee , c'est-à-dire que l'arbre 70 devient l'arbre entraineur, les dents y et z slapFliquentrespectivement sur les dents y1 et zl, mais par suite des erreurs inévitables du type indiqué ci-avant, le contact est établi d'un côté du pignon 134 tout d'abord, soit en z - z1. Il en résulte que l'arbre 80 doit tourner indépendamment de l'arbre 82 d'un angle donné en radians de dmt/r dans lequel dmt représente la différence entre les jeux des dents transversales, c'est-à-dire les jeux dans le plan de rotation y - y1 et-zl et r (Fig. 6A) dans le rayon d'engrènement des pignons 124. Pendant cette rotation indépendante de l'arbre de renvoi 80, cet arbre entraîne avec lui la totalité de la série des pignons qu'il porte, y compris le pignon 118 représenté dans la partie gauche de la fig. 6B. Mais le rayon d'engrènement du pignon 118 est r3 (qui peut être environ 2 fois et demie r) et un point situé sur ce rayon d'engrènement se déplace selon un arc ayant la longueur r3/r fois le mouvement de l'arc sur un point prévu sur le rayon d'engrènement du pignon 124. La rotation indépendante nécessaire de l'arbre 80 n'est possible que si un jeu transversal suffisant existe en x-xl étant donné que si le contact est établi avant que ce contact ne soit établi en z - z1, un jeu demeure en z - z1 et le couple ne peut être partagé entre les deux arbres de renvoi lors d'un dépassement de régime. La différence maximale effective entre les jeux transversaux en y - y1 et z - zl dépend des tolérances d'épaisseur des dents des pignons et des tolérances de distance entre axes. Toutefois, comme expliqué plus complètement ci-avant, la différence effective maximale dans les jeux transversaux sera égale aux tolérances d'épaisseur de dents sur les pignons des arbres de renvoi puisque les différences dans les distances des centres respectifs s'appliquent à tous les pignons prévus sur un arbre de renvoi quelconque en supposant que les arbres soient parallèles. Si l'on néglige les variations de la distance des centres ou entre-axes, il y a trois conditions à remplir pour les pignons représentés dans la fig. 6A, à savoir (1) tous les pignons entièrement constitués par du métal, (2) tous les pignons constitués par un minimum de métal et (3) un pignon 124 entièrement constitué par du métal et l'autre comportant un minimum de métal. Dans les cas (1) et (2), les jeux de dents transversaux sont égaux, bien qu'ils diffèrent comme entre les deux cas considérés. Dans aucun cas, il n'y a necessite de prévoir la rotation d'un arbre indépendamment de l'autre et aucun problème de grippage ne se pose. Le cas le plus "mauvais" est le cas (3) mais il convient de se rappeler que les tolerances des dents du pignon central 128 affectent les tolérances des dents transversales intéressant les deux pignons 118. Ainsi, la différence maximale entre les jeux dans des régions opposées de l'engrènement du pignon 128 est égale aux tolérances de dents transversales intéressant les pignons 118. Si l'on examine la fig. 6B, un jeu suffisant doit être prévu en x - xl pour permettre cette rotation indépendante de l'arbre 80. Si r3 est égal à 2 fois et demie r, le jeu nécessaire en x - x1 est au moins 2 fois et demie égal aux tolérances de dents transversales intéressant les pignons 118. En plus de ce jeu minimum, une certaine tolérance doit être prévue pour faire face aux défauts d'alignement et aux erreurs cycliques pour assurer la liberté des pignons non embrayés. L'effet réactif prévu pour la construction peut être insuffisant pour permettre la rotation indépendante requise. Etant donné que les pignons hélicoïdaux viennent en contact normalement avec les surfaces hélicoïdales, les tolérances d'épaisseur de dents sont données et mesurées dans le plan normal. Dans le plande rotation toutefois, les jeux des dents dépendront des valeurs attribuées de pressions normales et d'angles d'hélicoude. En choisissant une pression normale appropriée et des inclinaisons d'hélicoide(qui non seulement satisfassent aux exigences d'usinage primaire en ce qui concerne la contrainte des surfaces et à la capacité de robustesse, la tolerance transversale additionnelle nécessaire pour empêcher le grippage peut être aménagée. Dans la pratique, le jeu approprié est obtenu de la façon la plus commode en faisant varier les inclinaisons des hélicoides des dents des pignons le long des arbres de renvoi. Si par exemple les pignons représentés dans la fig. 6A comportent un angle de pression normale de 160 et un angle d'hélicoide par construction de 160, tandis que les pignons représentés dans la fig. 6B comportent un angle de pression normale de 160, mais un angle d'hélicoïde de 45 et si la tolérance d'épaisseur de dents normale et l'effet réactif normal minimum requis sont égaux pour les deux jeux de pignons, un jeu suffisant peut être prévu pour empêcher le grippage lors d'un dépassement,comme indiqué par le tableau suivant : Tolérances d'épaisseur de dents normales (supposées) = + 0 - 0,063 Effet réactif normal minimum (supposé) : = 0,152 mm Différence maximale d'effet réactif dans le plan de rotation:: = 0,063 = 0,063 = 0,068 mm cos 160 > Jeu minimum requis - plan de rotation : = 0,068X2,5 = 0,171 mm Jeu minimum effectif en x - xl : - 0,152 cos 160 x cos 450 = 0,152 0,679 = 0,224 mm Le mot "normal" signifie ici normal aux surfaces des dents et ne doit pas être confondu avec l'effet réactif par construction, avec les tolérances, etc... L'examen des calculs sus-indiqués montre que l'angle d'hélicolde le plus grand doit être plus près de l'extrémité d'entrée de la transmission. Ainsi, l'angle d'nélicorde des dents du pignon 118 peut s'approcher de 450. L'invention n'est pas limitée aux détails des réalisations décrites en regard des dessins annexés. C'est ainsi, par exemple, que le palier partiellement sphérique 108 (Fig. 3 et 3A) peut être supprimé. Le centrage du pignon 106 par rapport à l'arbre d'entrée 62 peut être obtenu automatiquement grâce à sa liaison d'entraînement avec les dents 116. En outre, quand le palier partiellement sphérique est prévu, les anneaux 110 peuvent être supprimés, mais il est préférable de les prévoir à cause des avantages supplémentaires résultant de leur usage comme décrit en regard des blocs semblables en élastomère visibles dans la fig. 1. I1 est désirable de donner aux dents 116 la forme de dents hélicoïdales pour régler les forces de compression appliquées aux anneaux 110, comme décrit ci-avant. Toutefois, ceci n'est pas essentiel puisque le pignon 106 pourrait être entraîné par des cannelures l'associant à l'arbre d'entrée 62. En outre, l'extrémité de cet arbre 62 pourrait être munie d'un pignon d'angle coopérant avec un pignon d'angle semblable solidaire du pignon 106. Les dents des deux pignonsd'angle pourraient être spécialement conformées à la manière d'une came pour permettre le mouvement de pivotement du pignon 106 par rapport à l'arbre 62.Les pignons d'angle peuvent être prévus dans un accouplement du type "Curdic" (marque déposée) En outre, le pignon 106 devrait être de préférence retenu axialement par un anneau en élas- tomère pour assurer l'obtention des avantages décrits ci-avant. Quel que soit le mode de réalisation adopté, chaque anneau est de préférence supporté par un organe d'adossement en acier rigide. Les modes de réalisation dont il vient d'être question ont été exposés avec l'utilisation de pignons hélicoïdaux à développante. Ces pignons sont à préférer à cause des caractéristiques facultatives qui sont bien connues et comprises dans la technique de la conception des pignons. Toutefois, les mêmes principes sont applicables si des vis ou des hélicoides à développante sont employés. I1 n'est pas nécessaire pour une transmission telle que la prévoit l'invention, de prévoir un partage de charge égal entre les arbres de renvoi afin de réaliser de notables avantages. Le partage effectif assumé par chaque arbre de renvoi dépend du centre de pivotement effectif du pignon pivotant. Si celui-ci est décalé à partir d'une position montée centralement entre les arbres de renvoi, ces arbres supporteront des charges inégales. Par ailleurs, une disposition dans laquelle le centre de pivotement est décalé par rapport à un endroit central entre les arbres de renvoi peut réduire le degré de pivotement nécessaire si le pignon pivotant doit ne pivoter que dans un seul sens pour assurer le partage des charges. N'importe quelle disposition assurant qu'une partie notable de la charge totale est supportée par chaque arbre de renvoi permettra d'obtenir les avantages prévus de la part de cette transmission. Ainsi, par exemple, une disposition dans laquelle les deux-tiers de la charge totale sont supportés par un seul arbre de renvoi et un tiers par l'autre peut s' avérer satisfaisante. La capacité des dents des pignons est caractérisée par un niveau limite d'endurance des contraintes. Si les contraintes calculées tombent au-dessous des niveaux d'endurance, la construction peut être considérée comme étant satisfaisante. I1 existe une relation exponentielle entre la contrainte et la durée présumée, de sorte que toute réduction de contrainte peut avoir un effet dramatique sur la durée envisagée pour la transmission. Les détails de réalisation peuvent être modifiés, sans s'écarter de l'invention, dans le domaine des équivalences techniques. REVENDICATIONS 1.- Transmission caractérisee en ce qu'elle comprend un premier et un second arbres rotatifs (10, 14), un premier pignon hélicoldal tournant avec le premier arbre, plusieurs autres pignons hélicoîdaux (34, 36) engrenant avec le premier pignon, des moyens ou un équipement (18, 20, 26, 28, 30, 40) pour accoupler ces autres pignons à ce second arbre et un ensemble de paliers destiné au premier pignon étudié pour lui permettre de pivoter sous l'action des composantes des forces de réaction axialement dirigées provenant de ces autres pignons (34, 36) sous charge de façon que le couple puisse être transmis entre les arbres par chacun des autres pignons hélicoïdaux. 2.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les moyens ou l'équipement de montage comprennent des éléments de mise en place axiaux dotés d'un certain degré d'é lasticité afin de permettre le pivotement précité. 3.- Transmission suivant la revendication 2, caractérisée en ce que les éléments de mise en place axiale sont constitués par des bagues en élastomère. 4.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce que le dispositif de montage comprend des surfaces formant paliers partiellement sphériques. 5.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce que chacun des autres pignons comporte deux parties à inclinaison hélicoldale opposées, le premier pignon hélicoïdal comportant également deux parties correspondantes engrenant avec des parties respectives de chaque autre pignon, le dispositif de montage permettant à chaque partie du premier pignon hé licol- dal de pivoter de façon que le couple puisse être transmis entre les arbres en passant par chaque partie de chacun de ces autres pignons hélicoïdaux. 6.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce que les éléments d'accouplement comprennent plusieurs ensembles de pignons ménageant des rapports de transmission dif férents, chaque ensemble comprenant plusieurs pignons solidaires en rotation des autres pignons respectifs et un pignon associé engrenant avec chacun des divers pignons de l'ensemble, et un système d'embrayage servant à accoupler sélectivement ces pignons associés avec le second arbre 7.- Transmission suivant la revendication 6, caractérisée en ce que chacun des ensembles de pignons comprend des pignons héli cotidaux. 8.- Transmission suivant la revendication 7, caractérisée en ce que les angles d'hélicolde des dents de ces ensembles de pignons sont différents pour faciliter la transmission du couple en passant par chacun des autres pignons hélicoïdaux à la fois du premier arbre au second arbre et du second arbre au premier arbre, plus le rayon d'engrènement des autres pignons étant grand, plus l'angle d'hélicolde des dents de ces pignons est grand lui aussi. 9.- Transmission suivant la revendication 7, caractérisée en ce que chaque ensemble de pignons est réglé individuellement, de telle sorte que chacun des divers pignons de l'ensemble vienne en contact avec le pignon associé quand ce premier pignon héli cotidal occupe une position prédéterminée. 10.- Transmission suivant la revendication 1, caractérisée en ce que le premier arbre est un arbre d'entrée. 11.- Transmission suivant l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisée en ce qu'elle comprend un premier et un second arbres, plusieurs ensembles de pignons ménageant des rapports de transmission différents, chaque ensemble comprenant plusieurs pignons accouplés chacun a tfl 8 de ces arbres et un pignon associé engrenant avec chacun de plusieurs pignons de l'ensemble, et un système d'embrayage permettant de solidariser sélectivement ces pignons associés avec l'autre arbre, chacun de ces ensembles de pignons comprenant des pignons hélicoïdaux, les angles d'hélicoïde des dents de ces ensembles de pignons étant différents, de façon que pour l'un quelconque desditsensembles, quand son pignon associé est solidarisé avec l'autre arbre, le couple puisse être transmis en passant par chacun des divers pignons à la fois du premier arbre au second arbre et du second arbre au premier arbre, plus le rayon d'engrènement des pignons de l'ensemble est grand, plus l'angle dthélicolde des dents de ces pignons est grand, lui aussi. 12.- Transmission suivant l'une quelconque des revendications précédentes permettant d'obtenir un entraînement inversé par rapport au sens de rotation d'un moteur tournant dans un seul sens, caractérisée en ce qu'elle comprend un arbre d'entrée (62) solidaire de ce :.noter, un arbre de sortie (66) destiné à être entraîné en senSinverse, un pignon monté sur l'arbre de sortie entraînant l'arbre de sortie, le premier et le second accouplement entre ce pignon et l'arbre d'entrée étant étudiés pour entraîner ce pignon en sens oppose, et un système d'embrayage pour sélecter- celui de ces accouplements entraînant le pignon. 13.- Transmission suivant la revendication 12, caractérisée en ce que le premier accouplement comprend un premier -pignon pouvant tourner avec l'arbre d'entrée, un second pignon engrenant avec le premier et un troisième pignon engrenant avec le pignon monté sur l'arbre de sortie, le second accouplement comprenant le premier pignon et un quatrième pignon en prise avec le pignon monté sur l'arbre de sortie, le système d'embrayage étant étudié pour sélecter celui des troisième et quatrième pignons pouvant être entraîné par le premier pignon pour actionner le pignon monté sur l'arbre de sortie. 14.- Transmission suivant la revendication 13, caractérisée en ce qu'elle comprend plusieurs ensembles de pignons et des organes de sélection permettant de choisir celui de ces ensembles devant entraîner le premier et le second pignons, ces ensembles de pignons comportant des rapports de transmission différents 15.- Transmission suivant la revendication 12, caractérisée en ce que le pignon d'entraînement appartient à l'un de plusieurs pignons entraîneurs dont chacun est dispose pour actionner l'organe de sortie, une série de premiers accouplements étant prévue desservant individuellement ces pignons d'entraînement, chacun comprenant un pignon respectif pouvant tourner sous l'action de l'arbre d'entrée, un premier pignon commun engrenant avec chacun des pignons respectifs et un second pignon commun engrenant avec chacun des pignons entraîneurs, plusieurs seconds accouplements étant prévus, individuels à ces pignons d'entraînement, et dont chacun comprend le pignon respectif du- premier accouplement as socié et un autre pignon engrenant avec le pignon d'entraînement associé, cet équipement d'embrayage étant étudié pour sélecter des accouplements correspondants pour chaque pignon d'entraînement et pour déterminer si les pignons entraineurs sont actionnés par le second pignon commun ou par les autres pignons respectifs, la transmission comprenant en outre des moyens pour que le couple soit transmis en passant simultanément par chacun des pignons entraîneurs vers l'organe de sortie. 16.- Transmission suivant la revendication 15, caractérisée en ce qu'elle comprend plusieurs ensembles de pignons et un équipement sélecteur (159!-156; 150, 164) pour le choix de laquelle des paires de pignons de l'ensemble doit entraîner chacun des autres pignons et le premier pignon mentionné, les paires de pignons fournissant des rapports différents.