La présente invention a pour but de faire varier le rapport de démultiplication entre un arbre d'entrée et un arbre de sortie et inversement,le couple de sortie. Cette invention se situe dans la classe des variateurs hydrostatiques. Principe : Une pompe rotative dont le corps est solidaire de l'arbre d'entrée, et le rotor de l'arbre de sortie. En ouvrant le refoulement de cette pompe, l'écoulement se fait librement, la pression est nulle. La vitesse et le couple de l'arbre de sortie sont nuls. En obturant le refoulement, la pression monte en fonction de la charge sur l'arbre de sortie, le couple et la vitesse de ce dernier sont égaux aux couple et vitesse à l'arbre d'entrée, il y a blocage hydraulique. Entre ces deux extrêmes, il y a une variation infinie de rapport en obturant plus ou moins le refoulement de la pompe. La pression s'établissant toujours en fonction de la charge sur l'arbre de sortie il en résulte sur celui-ci un couple égale au couple de l'arbre d'entrée, tandis que sa vitesse sera inversement fonction de la quantité de liquide hydraulique dérivée. Il y a donc à ce stade, variation de rapport à couple constant. Calons sur l'arbre de sortie le rotor d'un moteur hydraulique à cylindrée variable dont le corps est fixe, et dont le sens de rotation est le même que la pompe. Ce moteur est alimenté par la pression dérivée de la pompe, de sortie que,en faisant varier sa cylindrée, donc son débit par tour, on fait varier de la même quantité le débit de la pompe. Le couple du moteur vient s'ajouter sur l'arbre de sortie au GoùPlllr de~-Iåpompe. La variation de rapport est obtenue en faisant varier la cylindrée du moteur.Cette disposition bien connue, permet donc de retrouver intégralement au rendement près, sur l'arbre de sortie, la puissance sur l'arbre d'entrée ( voir fig. 1 ) I1 convient toutefois de ne pas confondre avec la disposition dite différentielle (voir fig. 3 ) beaucoup moins avantageuse et à laquelle on préfère aujourd'hui la disposition avec différentiel mécanique. ( voir fig. 2 ). I1 est intéressant de comparer les caractéristiques de ces première et deuxième dispositions en supposant qu'elles emploient toutes deux un même type de pompe et moteur, une même pression de service et une même variation du couple de 1 à 10; en eppelant: Ce = Couple d'entrée Cp = Couple de la pompe Cs = Couple de sortie Cm = Couple du moteur dans la disposition additionnelle : Cs = Cp + Cm le couple étant proportionnel à la cylindrée. Cyl. pompe = 1 Cyl. moteur = 9 Cyl. totale = 10 Dans la disposition à différentiel mécanique, le rapport entre le couple et la cylindrée n'apparait pas aussi nettement. Le planétaire de sortie recevant un couple qu'il transmet à son arbre, ce couple doit naturellement se retrouver sur le planétaire d'entrée. Et si l'on admet que le rapport de démultiplication est de 10 à 1, il en résulte que la puissance au planétaire d'entrée est égale à 10 fois la puissance nominale. Le couple sur le porte-satellite est égale à 2 fois le couple de sortie. Ce couple étant de même sens que son sens de rotation il s'agit d'une force motrice, laquelle compte tenu de sa vitesse est égale à 9 fois la puissance nominale.Cette puissance est transmis,e à Organe hydraulique qui lui ait rattaché c' est à dire la pompe, laquelle la transmet au moteur, et de là à l'arbre primaire par l'intermédiaire du train d'engrenage. I1 résulte de ce transfert de puissance que les organes hydrauliques et le train d'engrenage doivent être définis pour une puissance totale égale à la puissance nominale, multipliée par le facteur moins 1 de multiplication du couple tandis que la transmission primaire et le différentiel doivent être calculés pour une puissance égale à la puissance nominale multiplié par le facteur de multiplication du couple. Pour diminuer l'encombrement lorsque l'on veut obtenir une grande variation de rapport, certains constructeurs ont été amené à utiliser les possibilités du train planétaire (du différentiel) pour faire intervenir soit positivement soit négativement la puissance hydraulique en puissance différentielle ou en puissance unique de façon à augmenter la variation de rapport, sans avoir à grossir les organes hydraulique. Cela amène cependant une complication mécanique non négligeable. De plus le rendement se trouve compromis par le nombre des organes mécaniques en mouvement, mais aussi et surtout par l'important transfert de puissance amenant sur certains organes une charge égale à plusieurs fois la puissance nominale.Enfin, le passage d'un mode de transmission à un autre, provoque une rupture de puissance, préjudiciable aussi bien au bon fonctionnement qu'à la tenue mécanique des organes. I1 ressort de cette comparaison un net avantage pour la solution dite additionnelle sur le double plan de la cylindrée et de la simplicité (suppression des organes mécaniques auxiliaires) donc de l'encombrement et du prix de revient. En outre, la disposition additionnelle ne possède qu'un seul élément de réaction ( point fixe du corps du moteur) lequel devient inutile lorsque le rapport des vitesses des deux arbres est égal à 1. En effet en prise directe la cylindrée du moteur est nulle1 sa fonction est nulle et son élément de réaction devient inutile. En supprimant celui-ci, les différents éléments constitutifs du moteur entrainés par les divers frottements tournent alors à la même vitesse. Le rendement est ainsi amélioré de la disparition de tous les frottements internes de la pompe et du moteur. Nous verrons plus loin que ce rendement est proche de 1 (de 95 à 96%). L'élément de réaction est un frein à sangle qui est débandé en prise directe. I1 est important de noter qu'il n'y a pas passage d'un mode de transmission à un autre.Le mode de transmission reste le même, il s'agit ici, simplement de la suppression des frottements du moteur hydraulique. La courbe de rendement de la variation de rapport est donc une courbe continue jusqu'à R= 1 d'où elle monte brusquement de plusieurs dégrés, sans toutefois présenter de rupture, voir abaque fig. 5. Cette courbe est calculée sur un régime constant de 4000 tours minute. Ce convertisseur est un variateur à pression constante. I1 permet une variation de rapport entre un minimum Rm qui est fonction de la cylindrée maxi du moteur, pour une cylindrée de la pompe donnée, et un maxi R = 1. Rm est donnée par la relation Rm = Cyl. pomp. Cyl. pomp+ F Cyl. mot. Rm ne sera jamais égale à zéro. Pour obtenir une variation de R = 0 à R = 1, il faut utiliser une pompe à cylindrée variable. Dans ce cas on obtient une première variation entre Ro et Rm en passant de la cylindrée mini à la cylindrée maxi de la pompe. Cette disposition permettrait en principe une multiplication infinie du couple de sortie, mais aussi de la pression.En pratique, si cette disposition permet un accouplement intégral et progressif, la multiplication infinie du couple n'est généralement pas demandée. (Elle serait de toute façon limitée par une pression maxi à ne pas dépasser). I1 est donc plus avantageux sur le plan de la simplicité et du prix de revient de conserver la pompe à cylindrée fixe et d'obtenir l'accouplement par une valve, dans l'organe de régulation, permettant une dérivation du liquide hydraulique pendant l'accouplement et dont l'ouverture serait contrôlée, d'une part par la pression ( fonction du couple résistant) et le régime moteur d'autre part. Cette conception permet une durée d'accouplement au couple maxi ( rotation du moteur thermique à son régime de couple maxi ), de l'ordre d'une trentaine de secondes pour un échauffement de la masse du liquide hydraulique d'environ 1000 c ( calculé d'après le projet ci-joint, dont les caractéristiques sont données plus loin). Cette solution simple permet l'économie d'un coupleur hydrodynamique encombrant et onéreux. Elle donne toutefois des carac téristiques d'accouplement infiniment supérieures à celles d'un embrayage à friction classique, équipant tous les véhicules automobiles munis d'une boite mécanique manuelle. L'inversion de marche est obtenue en inversant l'alimentation du moteur hydraulique ( rotation à 1800 du distributeur). I1 convient cependant de noter dans ce cas que le couple de la pompe vient se soustraire ( au lieu de s'ajouter en marche normale ) au couple moteur. I1 y a transfert de puissance du moteur vers la pompe. I1 doit donc être tenu compte pour la détermination de Rm ( marche avant ) du couple maxi à obtenir en marche inversée. CHOIX DU TYPE DE POMPE ET DE MOTEUR: La pompe ayant tous ces organes en rotation et à des régimes différents sur les rapports intermédiaires, il est nécéssaire que la force centrifuge n'est pas d'influence notable sur son bon fonctionnement et son rendement. ( le problème n'est pas le même pour le moteur, puisque tous ses organes ne sont en rotation que lorsque sa fonction est nulle ). Ce ne peut-être le cas pour la pompe à barillet pratiquement seul type de pompe utilisé dans les variateurs hydrauliques, où les pistons soumis à la force centrifuge des grandes vitesses de rotation viendrait réduire le rendement de façon très sensible par leur frottement contre les parois de leur logement. C'est la pompe double rotative à palette bien connue qui est choisie pour pompe et moteur de ce convertisseur. PRINCIPE DE LA POMPE DOUBLE ROTATIVE Le point de départ est une pompe à palette classique, dont le rotor tourne à l'intérieur d'un corps cylindrique. On peut donc faire varier la cylindrée de cette pompe, en modifiant l'entraxe du corps et du rotor. I1 convient de remarquer tout de suite qu'une telle pompe consommerait par frottement, aux grandes vitesses auxquelles elle est appelée à tourner, ( les palettes étant soumises à la force centrifuge ) une énergie considérable. Il est aisé de remédier à cela, en faisant tourner le corps cylindrique à la même vitesse angulaire que le rotor. Bien entendu, le corps ne pouvant recevoir les orifices d'admission et de refoulement, c'est par l'intérieur de l'axe du rotor que se feront ces fonctions, et par l'intermédiaire d'un distributeur. Cependant, il résulte de cette conception que le rotor et le corps sont soumis à une charge radiale égale à la pression multipliée par le diamètre du corps et par sa largeur, charge tellement importante que si elle devait être supportée par des roulements ou toute autre type de palier connu, la puissance dissipée serait telle, qu'elle réduirait à néant tout le bénéfice de cette conception. Ces charges sont supportées par des paliers à coussins d'huile. PRINCIPE DU PALIER A COUSSIN D'HUILE: La charge est supportée par une force égale et opposée, obtenue par une pression hydraulique contenue dans une chambre dont l'étanchéitté est relativement assurée. La force F1 = P. S2 tandis que la force F2 sera F2= #.V.@.L + #.V.S2 J e L = longueur totale du point d' étanchéi'té de largeur 1 Comme la valeur e peut-être à priori choisie relativement grande, le deuxième monôme devient une quantité négligeable. A ne considérer que le frottement, on a intérêt à ne choisir que des pressions élevées, la pression n'intervenant pas directement dans le coefficient de frottement, hormis dans la variation de viscosité (variation qui peut- -être considérée comme négligeable.) La puissance dissipée par le frottement seule est, exprimée en watts A cela, il faut ajouter les fuites. Ce coussin d'huile étant destiné à supporter des charges tournant à grande vitesse, pouvant aller jusqu'à 25 m/s, un joint assurant une étanchéité totale dissiperait à lui seul par frottement, une puissance considérable. Ajoutons d'ailleurs que ces fuites auront leur utilité, puisqu'elles évacueront la chaleur provoquée par le frottement.Le débit d'une fuite d'huile a pour expression: Q = L.#P.j 12.@.# et la puissance dissipée étant le produit du débit par la pression devient, exprimée en watts : Wd2= L .P2. j3 .8,33 @.# La somme Wdi+Wd2 est le total de la puissance dissipée. Ff= Wdl + Wd2 est la force de frottement, et Wd1+Wd2 est le coefficient de V V.Charge frottement Kf '1= viscosité dynamique en Po V = vitesse en mm/s I.L,j = dimensions en mm A titre d'exemple : (Voir fig. 4 ) une charge de 10 kN se déplaçant à une vitesse variable de 1 à 25 m/s repose sur un coussin d'huile carré, le coefficient de frottement variable avec la vitesse sera donné par l'abaque fig. 7 . P = 100 ba = 0,25 Po ; L = 126,4 mm ; 1=0,5 mm ; j = 0, 01 mm. I1 apparait que ce coefficient est en moyenne dix fois inférieur au coefficient de frottement du meilleur roulement. La puissance dissipée par les fuites étant fonction du cube de l'épaisseur du joint de fuite, tandis que le frottement est inversement proportionnel à cette épaisseur, on a intérêt à ce que le jeu soit minimum. Par ailleurs, fuites et frottements, étant fonction de la longueur du joint de fuite on a intérêt à ce que l'aire du coussin d'huile soit une surface à périmètre minimum. Enfin, la viscosité intervenant aussi bien dans les fuites que dans le frottement il apparat que celle-ci n'a pas d'influence sur le rendement pour autant, bien entendu, que la largeur du joint de fuite ait été définie en conséquense. Toutefois, en utilisant une huile très fluide, comme c'est généralement le cas dans le matériel hydrostatique, on serait amené à avoir des joints de fuite relativement larges, ce qui peut amener une augmentation sensible des dimensions générales. Or il convient de remarquer que les pertes de charge de la circulation du liquide sont pratiquement insensibles à la viscosité, puisque celles-ci sont dues dans leur quasi totalité (le circuit étant très court ) aux changements de section ou de direction, où la viscosité n'intervient pas. K.V2 hp= 2 K est indépendant de la viscosité. I1 ressort de ce qui vient d'être dit que l'on peut choisir une huile hydraulique moins fluide au profit de l'encombrement sans nuire au rendement. Cependant les fuites étant la source principale de perte de rendement en prise directe, on a intéret à les réduire au maximum par une augmentation de la viscosité. En effet, c'est en prise directe que dans la plupart des cas le rendement est recherché. ALIMENTATION DU COUSSIN D'HUILE: La pompe et le moteur étant par les palettes divisés en un certain nombre de chambres, mises l'une après l'autre en pression, il est nécessaire que le coussin d'huile correspondant soit simultanément mis en pression. Les coussins intérieurs, ceux supportant le rotor, seront alimentés par des orifices débouchant directement dans la chambre de compensation du distributeur. Les coussins extérieurs, c'est -à-dire ceux supportant le corps tournant, par un canal faisant un demi-tour, (les coussins sont évidemment diamètralement opposés aux chambres motrices qu'ils doivent compenser) et débouchant dans la chambre correspondante. Si l'on peut admettre que les coussins intérieurs agiront au moment prècis hormis peut-être un décalage de quelques millionnièmes de secondes, il n'en est pas de même des coussins extérieurs qui ne seront alimentés qu'après que la chambre compensée sera elle même mise en pression. La longueur du canal étant une cause supplémentaire de retard. On a donc intérêt à avoir un canal de grande section, tandis que le coussin devra avoir une épaisseur minimum pour réduire autant que possible le volume d'huile à comprimer. Notons que l'augmentation de section du canal augmente aussi le volume d'huile, mais également la force d'accélération (PvS2 ) dans la même proportion. Ce qui a pour conséquence de réduire le rapport masse totale d'huile sur force d'accélération, d'une part, et d'autre part de diminuer les pertes de charge.Le calcul montre, dans le moteur du projet ci-joint,que le temps de réponse du coussin extérieur,pour une pression de 200 b,est de l'ordre de 0,0001 s, ce qui a 5.000 T/mn amènerait un décalage de près de 30 de retard. Le moteur étant divisé en 6 chambres, celà équivaut à la non compensation d'une chambre sur 3 pendant 1/20 de tour par tour. La chambre opposée subira pour sa décompression un retard identique. I1 en résultera une charge radiale intermittente qui devra être supportée par un roulement, Ceci constituant le cas maximum qui n'aura que peu d'effet sur le rendement.Dans tous les autres cas,l'emploi d'un roulement n'est pas justifié. (coussins intérieurs moteur, intérieurs et extérieurs pompes. ) Nous avons dit plus haut que les coussins intérieurs étaient mis en pression au moment précis ou ils doivent agir, hormis peut- être ,un décalage de quelques millionnièmes de secondes.Br ce décalage peut-être encore réduit en donnant aux orifices d'alimentation débouchant dans la chambre de compensation du distributeur,une section ou un nombre suffisant de sorte que le coussin soit mis en pression en un temps plus court que ne mettrait la masse du rotor, soumise à la force d'accélération radiale provoquée par la mise en pression de la chambre de la pompe, (qui doit-être compensée) à se déplacer du jeu ( 0, 01 mm) qui la sépare de la surface du coussin d'huile.Cette constatation, issue du calcul, permet donc de supprimer les roulements ou tout autre forme de palier mécanique pour les coussins intérieurs. Ce raisonnement est également valable pour les coussins extérieurs de la pompe supportant le corps tournant, puisque celle-ci étant à cylindrée fixe, l'alimentation de ces coussins peut se faire à partir des coussins intérieurs, à l'aide d'orifices traversant l'excentrique. DESCRIPTION DE LA POMPE DOUBLE ROTATIVE: Elle est composé d'un rotor ( 1 ) solidaire d'un arbre creux ( 2 ). Le rotor tourne à l'intérieur d'un corps tournant ( 3 ) excentré, le rotor est muni de 6 palettes déterminant 6 chambres, chacune de ces chambres est alimenté par un canal (4 ) traversant le rotor pour déboucher sur le distributeur ( 5 ) à l'intérieur du rotor. 5 des 6 palettes ( 6 ) comportent un joint à leur partie supérieure. La sixième ( 7 ) est encastré dans le corps tournant, amenant celui-ci à tourner à une même vitesse augulaire ( sur 360" ) que le rotor. Ceci étant nécessité par la compensation hydraulique ( l'absence d'homocinéité n'ayant qu'une influence négligeable. ) Le distributeur sépare les canaux d'admission et de refoulement. Il est solidaire des excentriques. Il est muni de chambres de compensation ( 8 hydrostatiques pour équilibrer les poussées radiales. Le rotor tourne à l'intérieur de 2 excentriques. Ces excentriques ( 9 ) sont simples, si la cylindrée est fixe, cas de la pompe ; ils sont doubles ( 10 ) si la cylindrée est variable, cas du moteur. Ces excentriques doubles ont chacun la même excentration, et pivotent l'un sur l'autre de façon à annuler 1' excentration. Les excentriques de part et d'autre de la pompe et du moteur sont reliés entre eux par une jupe ( ll ) dont le centre de gravité est désaxé de façon à compenser le balourd provoqué par le désaxage du corps de pompe. Ces masses désaxées des jupes sont conçues pour annuler mutuellement leur balourd quand s'annule le désaxage du corps tournant. L'alimentation des coussins d'huile se fait pour les paliers du rotor par des trous ( 12 ) traversant la paroi de l'arbre creux ( 2 ) et reliant la chambre ( 13 ) usinée dans l'arbre, à la chambre de compensation du distributeur. L'alimentation des coussins de paliers du corps tournant de la pompe se fait par des trous traversant l'unique excentrique. Pour le moteur l'alimentation des coussins d'huile des paliers du corps tournant se fait par des canaux ( 14 ) faisant demi-tour et débouchant dans la chambre à compenser du moteur. Les excentriques mobiles du moteur sont mis en oeuvre par de petits moteurs à engrenages ( 15 ) commandant chacun un pignon ( 16 ) attaquant une grande couronne solidaire de 1' excentrique extérieur. L'excentrique intérieur étant fixe, c'est le distributeur qui est mis en oeuvre d'un mouvement angulaire de même sens mais d'une valeur égale de moitié, au mouvement de l'excentrique extérieur, à l'aide d'un pignon ( 17). DESCRIPTION GENERALE DU CONVERTISSEUR: Le distributeur de la pompe et l'excentrique sont solidaires de l'arbre d'entrée ( 18 ) tandis que le rotor ( 1) est solidaire de l'arbre secondaire ( 2 ). Le rotor du moteur est solidaire de l'arbre secondaire, tandis que l'excentrique intérieur est rendu fixe par un frein à sangle ( 19 ) venant serrer sur la jupe extérieure reliant entre eux les deux excentriques intérieurs. Les 2 excentriques extérieurs et le distributeur sont maintenus fixes pour une cylindrée donnée. Ils sont mis en mouvement relatif pour la variation de cylindrée. Les charges axiales résultant de la pression sur les deux distributeurs ( de la pompe et du moteur ) s'annulent mutuellement à l'aide d'une butée hydrostatique ( 20 ).Le mouvement de l'arbre secondaire ( 2 ) est transmis à l'arbre de sortie ( 21 ) par un train d'engrenage (22). Les petits moteurs à engrenage de mise en oeuvre des excentriques pour la variation de cylindrée sont alimentés par 2 canaux Ce même circuit est protégé contre les montées excessives de pression, (lors par exemple de la retenu moteur, où le sens des pressions est inversé, où encore -lors d'une vaporisation excessive du liquide hydraulique ) par une soupape de sécurité ( 31 ), prévue au point haut du circuit. Les fuites normales de fonctionnement, fuites des coussins d'huile, sont évacués de la pompe et du moteur par des trous prévus à cet effet ( 32 ) dans les corps tournants, et jupes, et récupérées au fond du carter. Elles sont remontées au réservoir,par aspiration,à qui l'aide d'une pipette ( 33 ) reliant le fond du carter au réservoir est maintenu en dépression en étant relié par un tuyau ( 34 ) à la pipe d'admission du moteur thermique. RENDEMENT: Le rendement global a été calculé à partir du projet dont la fig. 8 est l'image à I'echelle 1/2 et dont les bases d'études sont les suivantes Puissance maxi: 60 Kw à 6.000 T/mn - Pression à cette puissance: 200 b. Couple maxi à l'entrée : 120 mN à 3. 500 T/mn - Pression à ce couple 240 b. Rapport maxi de démultiplication en marche normale 5 à l. - Couple maxi théorique à la sortie: 600 mN, pour une pression maxi de 240 b. - Rapport maxi de démultiplication en marche inversée : 3 à 1. - Couple maxi théorique à la sortie : 600 mN pour une pression maxi de 400 b. ( Cette pression constitue une pointe rarement les atteinte, toutefois organes doivent être calculés en conséquence ). L'organe de régulation étant conçu pour que ces pressions maxi ne soient pas dépassées pendant l'accouplement. BASE DE CALCUL DU RENDEMENT: Température de fonctionnement:50" C. Viscosité dynamique à cette température 0,25 Po. Epaisseur normale du film d'huile à cette température dans tous les cas (jeu au rayon pour les coussins d'huile ) 0,01 mm. Pression maxi de fonctionnement 200 b. Les coussins d'huile sont calculés pour des fuites normales maxi à cette pression - largeur du joint de fuite - Les surpressions éventuelles à l'accouplement provoquant un accroissement important des fuites ne sont que momentanées ). Coefficient de frottement des roulements : 0,005 - Coefficient de frottement des joints des palettes : 0, 1. Le rendement global est donné par l'abaque fig. 6 . Ce rendement calculé est mesuré de l'arbre d'entrée à l'arbre de sortie. C'est-à-dire qu'il tient compte de toutes les pertes, tant hydrauliques que mécaniques. Bien entendu les fuites sont calculées à partir de la pression correspondant au régime suivant une courbe de couple optimum préatabli et toujours ascendantede 1. 000 à 6.000 T/mn REVENDICATIONS 1- Mécanisme permettant la variation continue du rapport de démultiplication des arbres d'entrée et de sortie, et inversement des couples, dont la disposition bien connue, dite additionnelle, du moteur à cylindrée variable permet au couple de celui-ci de s'ajouter au couple de la pompe, faisant office de coupleur. - Caractérisé par le fait que la pompe et le moteur sont du type bien connu à palettes doubles rotatives. Le corps tournant à la même vitesse angulaire ( sur 3600 ) que le rotor, réduisant ainsi à très peu de choses les frottements internes. 2- Mécanisme selon revendication I - Caractérisé par le fait que les charges radiales du rotor et du corps tournant de la pompe et du moteur sont supportées par des paliers à coussins d'huile. Les coussins d'huile sont par palier en nombre identique aux chambres de la pompe et du moteur qu'ils doivent compenser, et opposés à cellecci. La somme de la projection de leur surface, pour les coussins de 2 paliers agissant ensemble est égale à la surface projetée de la chambre de la pompe ou du moteur, qui doit être compensée.Ces coussins d'huile sont mis en pression en même temps que la chambre à compenser, soit par un canal les mettant directement en communication avec la chambre à compenser, pour les paliers extérieurs ( cas du moteur) soit par des trous débouchant dans une chambre du distributeur, laquelle est mise en pression en même temps que la chambre à compenser ( cas des paliers intérieurs de la pompe et du moteur, et paliers extérieurs de la pompe à cylindrée fixe). Le jeu de joint de fuite, la largeur du joint de fuite, la viscosité du liquide hydrau lique, sont déterminés de sorte que la somme des pertes d'énergie par frottement et par fuite soit minimum, en fonction des vitesses linéaires et pression de fonc tionnement normale. 3- Mécanisme selon revendication I et selon que les excentriques et le distri buteur du moteur constituent le seul élément de réaction ou point fixe de tout le mécanisme. - Caractérisé par le fait que ce point fixe est constitué par un frein à sangle qui est débandé lorsque la pompe et le moteur tournent au même régime, permettant ainsi de supprimer totalement tous les frottements inérants à la rotation du mo teur, puisque les excentriques et le distributeur (élément de réaction ) sont entrainés par le rotor et le corps de pompe, annulant ainsi tout mouvement rela tif entre les différents organes constitutifs du moteur.