Machine à an moins un équipage-piston libre. La présente invention se rapporte à une machine à au moins un équipage-piston libre, et dont la partie compresseur comporte au moins un étage à double effet dans lequel travaille un piston compresseur de cet équi page.
Cette machine se caractérise par le fait que l'équipage-piston est ramené au point mort intérieur par l'action combinée d'au moins un accumulateur d'énergie pneuma tique, de la détente de l'air comprimé dans l'espace mort de la chambre extérieure dudit étage à double effet et, enfin, de la pression d'un gaz sous pression s'exerçant sur la face extérieure du piston moteur.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, deux formes d'exécution de l'ob jet de l'invention. ' La fig. 1 représente, en c,upe axiale, la première forme constituée par un auto-géné- rateur de gaz comprimé.
La fig. 2 est un diagramme illustrant le fonctionnement de cet auto-générateur. La fig. 3 est une coupe de la seconde forme d'exécution également constituée par un auto-générateur de gaz comprimé, et la fig. 4, enfin, représente partiellement une coupe du même auto-générateur par un plan perpendiculaire au précédent.
L'auto-générateur représenté en fig. 1 comprend un cylindre moteur 1, dans lequel coulissent deux pistons opposés 2 reliés res pectivement par des tiges 3 à des pistons compresseurs 4 travaillant chacun à double effet dans un cylindre 5 comportant des or ganes de distribution constitués par des cla pets d'aspiration 6 et des clapets de refou lement 7 par lesquels l'air comprimé dans les cylindres 5 passe dans un carter 8 entourant le cylindre moteur 1,
pour pénétrer ensuite dans ledit cylindre par des lumières d'admis sion 9 découvertes par l'un des pistons 2 au voisinage de son point mort extérieur, l'é chappement des. gaz de combustion et de l'excès d'air de balayage se faisant par des lumières d'échappement 10 découvertes par l'autre piston 2. Pour chaque équipage-piston est. prévu un accumulateur d'énergie pneuma tique comprenant un piston 11', solidaire du- dit équipage et un cylindre 11, dans lequel ce piston coulisse.
Dans cet auto-générateur, le travail total de compression effectué lors du retour des équipages-pistons au point mort intérieur est la somme du travail de compression T, effec tué par les faces S, des pistons 2 dans le cy lindre 1 et du travail de compression T2 ef fectué par les faces S, des pistons compres seurs 4 dans les cylindres 5.
Or, les énergies motrices intervenant lors de cette course de retour des équipages sont: l'énergie T3 résultant de l'action de la pres sion d'alimentation sur les faces arrières, des pistons moteurs 2, l'énergie T4 résultant de la pression exercée sur les faces S, des pistons compresseurs 4 par l'air contenu dans les espaces morts extérieurs des cylindres 5 et, enfin, l'énergie T, fournie par les accumu lateurs pneumatiques de section S,.
La pression initiale dans les accumula teurs pneumatiques est réglée en faisant dé couvrir des orifices 11" des cylindres 11 par les pistons 11' au point mort intérieur des équipages-pistons.
Les éléments de la machine, notamment les caractéristiques volumétriques et manomé- triques de ses accumulateurs ainsi que les di mensions des surfaces S, à S, par rapport à la surface S,, laquelle est une donnée déter minée par la puissance que l'on désire obte nir du cylindre moteur, sont déterminées de façon telle que la somme des énergies T,, T4. T, soit suffisante, pour les diverses valeurs qu'est susceptible de prendre la pression d'ali mentation du cylindre 1,
pour comprimer l'air comburant à une pression finale com prise entre les deux limites qui déterminent la zone du bon fonctionnement thermique de la machine que l'on supposera, dans ce qui suit, fonctionner suivant le cycle Diesel.
On a représenté. sur le diagramme de la fis. 2 en fonction de la pression d'alimenta tion du cylindre 1 portée en abscisse et que l'on suppose varier entre 1 et 4 kilogrammes par centimètre carré, d'une part, un réseau de courbes numérotées 30, 40, 50, 60 figu rant la somme des travaux T, et Tz pour des pressions finales dans le cylindre 1 atteignant respectivement 30, 40, 50 et 60 kg et, d'au tre part, des courbes<I>A, B</I> et C représentant respectivement les travaux T,,,
T3 <B><I>+</I></B> T4 et Tg+T4+T5.
Pour assurer une marche satisfaisante de la machine décrite pour toutes les pressions d'alimentation comprises entre 1 et 4 kg, il suffira de s'arranger pour que la courbe C, figurant la somme des énergies T3 + T4 T,, demeure constamment au-dessus de celle des courbes du réseau T, + T2, par exemple la courbe 30, correspondant à la pression de fin de compression au-dessous de laquelle l'inflammation du combustible n'au rait plus lieu.
Et, en outre, étant donné que le rende ment optimum de la susdite machine est obtenu entre certaines valeurs limites de la pression finale de compression dans le cylin dre moteur 1, on s'arrange pour que, aux pressions courantes d'alimentation du cylin dre 1 (par exemple de 2 à 4 kg/cm') la pres sion finale de compression varie seulement entre les susdites valeurs limites.
C'est ainsi que, à supposer que la pression de rendement optimum soit 40 kg!em2, on fera en sorte que la courbe C ne présente, entre 2 et 4 kg que de faibles écarts d'ordonnée avec la courbe 40 du réseau <I>(T,</I> -i- Tz).
Pour la machine décrite, dont le fonction nement est illustré par le diagramme de la fis. 2, on voit que la pression finale de com pression est de 39 kg,.!cm' pour une pression d'alimentation de 3 kg!cm', et ne varie qu'en tre 57 kglem' pour la marche à pression d'ali mentation de 2 kglem' et 38 kg\emz pour la marche à pression d'alimentation de 4 kg!em2, et demeure à peu près constante entre 3 et 4 kg/cm', qui sont les pressions les plus cou rantes d'alimentation.
On voit en outre sur ce diagramme que pour les valeurs plus faibles de la pression d'alimentation (par exemple de 1 à 2 kgjcm') la pression finale de compression atteindrait des valeurs élevées qui risqueraient de dété riorer la machine, notamment lors du démar rage et de la montée en pression de cette dernière.
Pour remédier à cet inconvénient, c'est-à- dire pour obtenir une pression finale de com pression satisfaisante pour les valeurs de la pression d'alimentation du cylindre 1 com prises entre les limites envisagées, on fait varier la pression initiale des accumulateurs pneumatiques de l'auto-générateur décrit en fonction de la pression d'alimentation du cy lindre 1 et ce seulement pour les valeurs de ladite pression comprises entre les susdites limites.
On s'arrange en outre pour que la pression finale de compression soit maintenue à peu près constante lorsque la pression d'ali mentation varie dans l'intervalle considéré (1 à 2 kg/cm@), pour lequel la courbe repré sentative de la somme T3 -f- T4 + T, devient alors la courbe C'.
A la fig. 2, la ligne interrompue définit la dépendance qui existe entre la pression de compression finale dans le cylindre moteur, d'une part, et la pression d'alimentation dudit cylindre, d'autre part, quand cette dernière pression se trouve entre 1 et 2 atmosphères. Il serait possible de laisser varier ladite pres sion finale de compression quand la pression d'alimentation se trouve entre lesdites va leurs, mais on s'arrange, de préférence, de sorte que la pression finale de compression dans le cylindre moteur reste constante entre lesdites valeurs de pression d'alimentation comme cela est indiqué par la -susdite ligne interrompue.
Pour obtenir cet effet, on pourrait, par exemple, dans. la machine décrite, faire com muniquer les accumulateurs pneumatiques, à chaque course des équipages pistons, et par l'intermédiaire d'un détendeur avec une en ceinte dans laquelle règne une pression élevée et constante. Ce détendeur pourrait, par exemple, comporter un piston de commande coulissant dans un cylindre relié par une con duite au refoulement de la machine.
Ce déten deur serait donc commandé par la pression .de refoulement et, comme celle-ci est presque la même que la pression d'alimentation, provo querait, au-dessous d'une pression d'alimenta tion déterminée, une chute de la pression ini tiale des accumulations qui est fonction de la pression de refoulement et partant de la pres sion d'alimentation.
Quand la pression d'ali mentation atteint la valeur à partir de la quelle une diminution de la pression initiale des accumulateurs pneumatiques n'est plus nécessaire, la pression de refoulement rend inefficace ledit détendeur en ouvrant com plètement sa soupape, de sorte qu'à partir de cette pression déterminée, la pression initiale dans les accumulateurs reste constante. Au lieu d'être relié par une conduite au refoule ment de la machine, le détendeur pourrait aussi être relié à l'espace dans lequel refou lent les cylindres compresseurs 5.
Dans ce qui précède, on a considéré les variations de travaux T, à T@ en fonction seulement de la pression d'alimentation du cylindre 1 à l'exclusion des variations de lon gueur de course qui entraînent cependant, pour chaque valeur de la susdite pression d'alimentation, des variations des susdits tra vaux.
Mais on voit sur le diagramme de la fig. 2 que l'élément dominant de l'énergie de retour est fourni par les accumulateurs, tan dis que la plus grande partie du travail ré sistant est absorbé par la compression de l'air par les faces SZ. Une diminution de la lon gueur de la course, c'est-à-dire un déplace ment du point mort extérieur vers l'intérieur entraîne à la fois une diminution du travail moteur fourni par l'accumulateur d'énergie et une diminution du travail résistant dû aux faces Sz. Ces variations sont du même ordre et l'on conçoit que l'on pourra toujours. s'ar ranger,
en dimensionnant convenablement les éléments variables envisagés et notamment les accumulateurs d@énergie, pour que, entre les limites pratiques envisagées pour la pression d'alimentation, la.pression finale de compres sion soit peu sensible aux variations de course .des équipages-pistons.
Dans une forme d'exécution de la machine constituée par un moto-compresseur l'énergie de compression dans le cylindre moteur ne varie pas en fonction de la pression de re foulement de la partie compresseur. Cepen dant, dans un tel moto-compresseur la forte diminution du travail de compression dans la partie compresseur provoquée par une dimi nution de la pression de refoulement, peut rendre utile ou nécessaire un réglage sembla ble à celui décrit ci-dessus de la pression ini tiale de l'accumulateur d'énergie pneumatique en fonction de ladite pression de refoulement dès que celle-ci tombe au-dessous d'une valeur déterminée.
La machine suivant les fig. 3 et 4 com porte un cylindre moteur 1, présentant des lumières d'admission 9 et des lumières<B>d'é-</B> chappement 10, cylindre moteur dans lequel coulissent deux pistons moteurs 21 et 22 reliés entre eux par des organes de synchronisation constitués par des bielles 12 articulées sur des balanciers oscillants 13.
Un piston compresseur unique 4 travail lant à double effet dans un cylindre 5 est re lié au piston 21, par une tige 14. La, machine est. pourvue d'accumulateurs pneiimatiqires comportant des cylindres 151 et 152 ménagés respectivement dans le corps de ebacun des équipages-pistons, et coulissant sur des pis tons fixes 161 et 16=. Ces accumulateurs ser vent également pour le démarrage et ii cet effet sont agencés de la façon décrite dans l'exposé, d'invention ne 198792.
L'air pénètre dans le cylindre compres seur 5 par des clapets d'aspiration 17, puis passe dans un carter 8 jouant le rôle de réser voir et dans lequel est monté le cylindre 1, l'air refoulé par la face S2 du piston compres seur 4 pénétrant directement dans ce carter par des clapets de refoulement 181 et l'air refoulé par la face Sl dudit piston pénétrant dans ledit carter par l'intermédiaire de cla pets de refoulement 182 et d'un conduit 19.
Ce conduit. 19 est relié au conduit d'échappe ment 22 par un conduit de dérivation 20 dans lequel est intercalée une vanne 21. grâce à laquelle on peut court-circuiter dans le con duit d'échappement 22 une partie au moins de l'air comprimé. Les clapets de refoulement 181 et 182 sont montés sur deux disques 51 et 5= constituant respectivement les fonds du cylindre compresseur 5.
Les clapet:; d'aspiration et de refoulement sont montés c-iacun dans une boîte à clapet, et ces boîtes sont réunies en groupes, les boî tes de chaque groupe étant maintenues en place par un ("pirier de serrage 23, agencé de façon qu'il exerce une même pression sur cha cune des boîtes du groupe.
Le conduis d'échappement 22 étant sou mis à des températures élevées, il est monté de façon qu'il puisse se dilater librement. Dans ce but, ledit conduit est raccordé au cylindre 1 au moyen de deux flasques annu laires 24 moulées ils chaque côté de sa par tie entourant le cylindre, la disposition per mettant au conduit de se dilater radialement par rapport ait cylindre 1. Les flasques ont une surface d'appui suffisante contre le con duit 22 pour assurer une étanchéité convena ble du joint.
On conçoit -iisément que de cette façon le dit conduit pourra se dilater sans créer de tensions dans 1.e cylindre 1 ou le carter 8.
La tige 14 est munie d'un disque d'étan chéité 14' venant s'engager dans l'extrémité du cylindre 1. au voisinage du point mort in térieur du piste n moteur 21, évitant ainsi les pertes d'air cou primé par les lumières 10.
Chaque équipage-piston porte un patin unique 261, respectivement 262, coulissant chacun dans une glissière 27, de façon que les équipages scient empêchés de tourner au tour de leur axe. Chaque patin est monté à rotule à l'extrériité d'un bras 28 solidaire de l'équipage correspondant. La glissière 27 du patin 261 de l'équipage du piston 21 est fixée amoviblement au carter 8, et grâce à son montage à rotule ce patin 261 peut se démon ter en même tenps que la susdite glissière. La glissière 27 du patin 262 pourrait égale ment être figée amoviblement au carter 8.
3 l'intérieur du carter 8 est. monté un cy lindre 29 dans lequel coulisse un piston 30 soumis à l'action d'un ressort de rappel 31 et. qui vient prendre appui contre le patin 262 lorsqu'on met le cylindre 29, qui forme corps avec la glissière 27 correspondante en com munication avec une source d'air comprimé. On peut de la sorte déplacer les équipages pistons pour les amener dans leur position la plus favorable au démarrage. Le cylindre 29 pourrait aussi faire corps avec la glissière du patin 26' et le piston 30 agir sur ce dernier.
Le guidage par patin unique présente l'avantage de ne pas brider les équipages pistons, dont le centrage dans le cylindre 1 pourra se produire librement.
La pompe d'injection de combustible est actionnée par une came 32 reliée par l'inter médiaire d'un levier 33 et d'un.e biellette 34, à une oreille 35 prévue à. cet effet sur le pis ton 2=. Afin d'obtenir un réglage du moment d'injection en fonction de la pression d'ali mentation du cylindre-moteur un galet. 37 dont la positon est réglable est. intercalé entre la came 32 et le poussoir 36 de la pompe.
Ce galet est monté à l'extrémité d'un levier 38 commandé par un excentrique 39 lui-même entraîné par un piston 40 sur l'une des faces duquel agissent la pression atmosphérique et un ressort antagoniste 41 et sur l'autre face duquel agit la pression d'alimentation du cy- lindre-moteur. La came 32 pourrait être en traînée par l'équipage du piston 21 au lieu de l'être par celui du piston 22.
Machine at least one free piston crew. The present invention relates to a machine with at least one free piston equipment, and the compressor part of which comprises at least one double-acting stage in which a compressor piston of this equipment works.
This machine is characterized by the fact that the piston assembly is brought back to internal dead center by the combined action of at least one pneumatic energy accumulator, of the expansion of the compressed air in the dead space of the machine. the outer chamber of said double-acting stage and, finally, the pressure of a pressurized gas exerted on the outer face of the motor piston.
The appended drawing represents, by way of example, two embodiments of the object of the invention. 'Fig. 1 shows, in axial c, upe, the first form consisting of a compressed gas self-generator.
Fig. 2 is a diagram illustrating the operation of this auto-generator. Fig. 3 is a section of the second embodiment also constituted by an auto-generator of compressed gas, and FIG. 4, finally, partially represents a section of the same self-generator by a plane perpendicular to the previous one.
The auto-generator shown in fig. 1 comprises an engine cylinder 1, in which slide two opposed pistons 2 connected respectively by rods 3 to compressor pistons 4 each working double-acting in a cylinder 5 comprising distribution organs constituted by suction valves 6 and discharge valves 7 through which the compressed air in the cylinders 5 passes into a housing 8 surrounding the engine cylinder 1,
in order to then enter said cylinder through intake ports 9 discovered by one of the pistons 2 in the vicinity of its external dead center, the exhaust of. Combustion gas and excess purging air being through exhaust ports 10 uncovered by the other piston 2. For each crew-piston is. a pneumatic energy accumulator is provided comprising a piston 11 ', integral with said assembly and a cylinder 11, in which this piston slides.
In this auto-generator, the total compression work performed during the return of the piston crews to internal dead center is the sum of the compression work T, carried out by the faces S, of the pistons 2 in cylinder 1 and of the work T2 compression effect performed by the S faces, compressor pistons 4 in cylinders 5.
However, the driving energies involved during this return stroke of the crews are: the energy T3 resulting from the action of the supply pressure on the rear faces of the driving pistons 2, the energy T4 resulting from the pressure exerted on the faces S of the compressor pistons 4 by the air contained in the external dead spaces of the cylinders 5 and, finally, the energy T, supplied by the pneumatic accumulators of section S ,.
The initial pressure in the pneumatic accumulators is regulated by making the orifices 11 "of the cylinders 11 uncovered by the pistons 11 'at the internal dead center of the piston crews.
The elements of the machine, in particular the volumetric and manometric characteristics of its accumulators as well as the dimensions of the surfaces S, to S, with respect to the surface S ,, which is a datum determined by the power that is desired to obtain from the driving cylinder, are determined such that the sum of the energies T ,, T4. T, is sufficient, for the various values that the supply pressure of cylinder 1 is likely to take,
to compress the combustion air to a final pressure between the two limits which determine the zone of the correct thermal operation of the machine which will be assumed, in what follows, to operate according to the Diesel cycle.
We have represented. on the fis diagram. 2 depending on the supply pressure of cylinder 1, shown on the abscissa and assumed to vary between 1 and 4 kilograms per square centimeter, on the one hand, a network of curves numbered 30, 40, 50, 60 fig owing the sum of the work T, and Tz for final pressures in cylinder 1 reaching respectively 30, 40, 50 and 60 kg and, on the other hand, curves <I> A, B </I> and C representing respectively the works T ,,,
T3 <B><I>+</I> </B> T4 and Tg + T4 + T5.
To ensure satisfactory operation of the machine described for all supply pressures between 1 and 4 kg, it will suffice to arrange for the curve C, representing the sum of the energies T3 + T4 T ,, to remain constantly at- above that of the curves of the network T, + T2, for example curve 30, corresponding to the end of compression pressure below which ignition of the fuel no longer takes place.
And, moreover, given that the optimum efficiency of the aforesaid machine is obtained between certain limit values of the final compression pressure in the engine cylinder 1, it is arranged so that, at the current supply pressures of the cylinder dre 1 (for example from 2 to 4 kg / cm ') the final compression pressure varies only between the aforesaid limit values.
Thus, assuming that the optimum efficiency pressure is 40 kg! Em2, we will ensure that the curve C shows, between 2 and 4 kg only small differences of ordinate with the curve 40 of the network < I> (T, </I> -i- Tz).
For the machine described, the operation of which is illustrated by the diagram of the fis. 2, we see that the final compression pressure is 39 kg,.! Cm 'for a supply pressure of 3 kg! Cm', and only varies to be 57 kglem 'for the operation at pressure of feed of 2 kglem 'and 38 kg \ emz for walking at a feed pressure of 4 kg! em2, and remains roughly constant between 3 and 4 kg / cm', which are the most common pressures of food.
It can also be seen from this diagram that for lower values of the supply pressure (for example from 1 to 2 kgjcm ') the final compression pressure would reach high values which would risk damaging the machine, in particular when starting. rage and the rise in pressure of the latter.
To remedy this drawback, that is to say to obtain a final pressure of com pressure which is satisfactory for the values of the supply pressure of cylinder 1 between the limits envisaged, the initial pressure of the pneumatic accumulators is varied. of the auto-generator described as a function of the supply pressure of cylinder 1 and this only for the values of said pressure between the aforesaid limits.
Arrangements are also made so that the final compression pressure is maintained approximately constant when the supply pressure varies within the range considered (1 to 2 kg / cm @), for which the curve representative of the sum T3 -f- T4 + T, then becomes the curve C '.
In fig. 2, the broken line defines the dependence which exists between the final compression pressure in the engine cylinder, on the one hand, and the supply pressure of said cylinder, on the other hand, when the latter pressure is between 1 and 2 atmospheres. It would be possible to allow said final compression pressure to vary when the supply pressure is between said values, but it is preferably arranged so that the final compression pressure in the engine cylinder remains constant between said values. supply pressure values as indicated by the -said broken line.
To achieve this effect, one could, for example, in. the machine described, communicate the pneumatic accumulators, at each stroke of the piston crews, and by means of a pressure reducing valve with an enclosure in which a high and constant pressure prevails. This regulator could, for example, comprise a control piston sliding in a cylinder connected by a conduit to the discharge of the machine.
This regulator would therefore be controlled by the discharge pressure and, as this is almost the same as the supply pressure, would cause, below a determined supply pressure, a drop in pressure. initial accumulation which is a function of the discharge pressure and hence the supply pressure.
When the supply pressure reaches the value from which a reduction in the initial pressure of the pneumatic accumulators is no longer necessary, the discharge pressure renders said pressure reducer ineffective by fully opening its valve, so that From this determined pressure, the initial pressure in the accumulators remains constant. Instead of being connected by a pipe to the discharge of the machine, the pressure reducer could also be connected to the space in which the compressor cylinders 5 are discharged.
In the foregoing, we have considered the work variations T, to T @ as a function only of the supply pressure of cylinder 1, excluding the variations in the length of stroke which, however, result, for each value of the aforesaid supply pressure, variations of the aforesaid works.
But we see on the diagram of fig. 2 that the dominant element of the return energy is provided by the accumulators, tan say that the greater part of the resisting work is absorbed by the compression of the air by the SZ faces. A reduction in the length of the stroke, that is to say a displacement of the outside dead center inwards, results in both a reduction in the motor work supplied by the energy accumulator and a reduction in the work. resistant due to the faces Sz. These variations are of the same order and we can imagine that we can always. to arrange,
by suitably sizing the variable elements envisaged and in particular the energy accumulators, so that, between the practical limits envisaged for the supply pressure, the final compression pressure is not very sensitive to variations in stroke. of the piston crews.
In one embodiment of the machine constituted by a motor-compressor, the compression energy in the engine cylinder does not vary as a function of the discharge pressure of the compressor part. However, in such a motor-compressor, the sharp reduction in the compression work in the compressor part caused by a decrease in the discharge pressure, may make it useful or necessary to adjust the pressure ini nal to that described above. tial of the pneumatic energy accumulator as a function of said delivery pressure as soon as the latter falls below a determined value.
The machine according to fig. 3 and 4 com carries an engine cylinder 1, having intake ports 9 and <B> exhaust </B> lights 10, engine cylinder in which slide two engine pistons 21 and 22 interconnected by synchronization members formed by connecting rods 12 articulated on oscillating balances 13.
A single compressor piston 4 working double-acting in a cylinder 5 is linked to the piston 21 by a rod 14. The machine is. provided with pneiimatiqires accumulators comprising cylinders 151 and 152 provided respectively in the body of ebacun crew-pistons, and sliding on fixed pis tons 161 and 16 =. These accumulators are also used for starting and for this purpose are arranged in the manner described in the disclosure of the invention no 198792.
The air enters the compressor cylinder 5 through suction valves 17, then passes into a casing 8 acting as a reservoir and in which the cylinder 1 is mounted, the air discharged by the face S2 of the compressor piston. seur 4 entering directly into this casing via delivery valves 181 and the air discharged by the face Sl of said piston entering said casing via delivery valves 182 and a duct 19.
This leads. 19 is connected to the exhaust duct 22 by a bypass duct 20 in which is interposed a valve 21. by virtue of which at least part of the compressed air can be short-circuited in the exhaust duct 22. The discharge valves 181 and 182 are mounted on two discs 51 and 5 = respectively constituting the bottoms of the compressor cylinder 5.
The valve :; suction and discharge are mounted c-iacun in a valve box, and these boxes are united in groups, the boxes of each group being held in place by a ("clamping pirier 23, arranged so that it exerts the same pressure on each of the boxes in the group.
The exhaust pipe 22 being subjected to high temperatures, it is mounted so that it can expand freely. For this purpose, said duct is connected to cylinder 1 by means of two annular flanges 24 molded on each side of its part surrounding the cylinder, the arrangement allowing the duct to expand radially with respect to cylinder 1. The flanges have a sufficient bearing surface against the duct 22 to ensure a suitable seal of the joint.
It is conceivable that in this way the said duct will be able to expand without creating tensions in the cylinder 1 or the crankcase 8.
The rod 14 is provided with a sealing disc 14 'which engages in the end of the cylinder 1. in the vicinity of the internal dead center of the motor track 21, thus avoiding losses of air. lights 10.
Each piston crew carries a single pad 261, respectively 262, each sliding in a slideway 27, so that the crews are prevented from turning around their axis. Each shoe is mounted with a ball joint at the end of an arm 28 secured to the corresponding assembly. The slide 27 of the pad 261 of the assembly of the piston 21 is removably attached to the housing 8, and thanks to its ball joint mounting this pad 261 can be dismantled at the same time as the aforesaid slide. The slide 27 of the shoe 262 could also be removably fixed to the housing 8.
3 the inside of the housing 8 is. mounted a cylinder 29 in which slides a piston 30 subjected to the action of a return spring 31 and. which comes to bear against the pad 262 when the cylinder 29 is placed, which forms a body with the corresponding slide 27 in communication with a source of compressed air. In this way, the piston crews can be moved to bring them to their most favorable position when starting. The cylinder 29 could also be integral with the slide of the pad 26 'and the piston 30 act on the latter.
Guiding by a single shoe has the advantage of not restricting the piston assemblies, the centering of which in the cylinder 1 can occur freely.
The fuel injection pump is actuated by a cam 32 connected via the intermediary of a lever 33 and a connecting rod 34, to a lug 35 provided at. this effect on the udder tone 2 =. In order to obtain an adjustment of the injection moment according to the supply pressure of the engine cylinder, a roller. 37 whose position is adjustable is. interposed between the cam 32 and the pusher 36 of the pump.
This roller is mounted at the end of a lever 38 controlled by an eccentric 39 itself driven by a piston 40 on one side of which the atmospheric pressure and an opposing spring 41 act and on the other side of which acts the supply pressure of the engine cylinder. The cam 32 could be dragged by the crew of the piston 21 instead of being dragged by that of the piston 22.