EP0302042A1 - Moteur à combustion interne à six temps - Google Patents

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EP0302042A1
EP0302042A1 EP88870129A EP88870129A EP0302042A1 EP 0302042 A1 EP0302042 A1 EP 0302042A1 EP 88870129 A EP88870129 A EP 88870129A EP 88870129 A EP88870129 A EP 88870129A EP 0302042 A1 EP0302042 A1 EP 0302042A1
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cylinder
cylinders
combustion
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engine
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    • F02F1/24—Cylinder heads
    • F02F2001/244—Arrangement of valve stems in cylinder heads
    • F02F2001/245—Arrangement of valve stems in cylinder heads the valve stems being orientated at an angle with the cylinder axis

Definitions

  • the present invention relates to internal combustion piston engines, as they are used for example in road transport vehicles.
  • internal combustion piston engine which are the spark-ignition engine, or petrol engine, and the spontaneous ignition engine or also called the diesel engine.
  • the piston drives out the combined gases.
  • the four stages are therefore aspiration, compression, expansion and repression.
  • the diesel engine uses a comparable principle where the difference lies in the way the fuel is introduced, which in this case is directly injected into the compressed air, and therefore hot, and then ignites spontaneously.
  • the main object of the present invention is to increase the energy efficiency of the internal combustion engine with reciprocating pistons.
  • the internal energy of the combined gases then being very important after combustion so that a staged expansion seems to us necessary in order to transform the maximum possible of this into mechanical work.
  • thermodynamic cycle in the case of double compression and double expansion, we define the six-stroke thermodynamic cycle as a cycle comprising an aspiration of air or an air-fuel mixture, a first compression of the latter accompanied or followed possible cooling, then a second compression followed by combustion, then a first expansion of the combined gases producing a usable mechanical work, then a second expansion of these same combined gases also producing a usable mechanical work and finally comprising the gas discharge combined.
  • the invention is an internal combustion engine with reciprocating pistons performing the six-stroke thermodynamic cycle, as defined above, in an efficient manner.
  • the essential novelty of this engine compared to the conventional internal reciprocating piston engine is the non-uniform character of the different cylinders. Indeed, the cylinders of the new engine will correspond to one of the following three definitions.
  • low pressure suction cylinder defined as a cylinder and reciprocating piston assembly, the latter being connected by means of a connecting rod to the crankshaft, and the cylinder head of which is equipped with at least one valve d suction of at least one air discharge valve or pre-compressed air-fuel mixture, at least one discharge valve for the combustion gases under low pressure and at least one valve or connection for transferring the combustion gases under high pressure, and serving only to suck in air or the air-fuel mixture, to compress it a first time by driving it back, then to receive the combined gases under high pressure, to participate in their second expansion and finally to drive them back.
  • low pressure suction cylinder defined as a cylinder and reciprocating piston assembly, the latter being connected by means of a connecting rod to the crankshaft, and the cylinder head of which is equipped with at least one valve d suction of at least one air discharge valve or pre-compressed air-fuel mixture, at least one discharge valve for the combustion gases under low pressure and at least one valve or connection for transferring the combustion gases under high pressure, and serving only
  • At least one "high pressure oxidizing cylinder” defined as a cylinder and reciprocating piston assembly, the latter being connected by means of a connecting rod to the crankshaft and the cylinder head of which is equipped with at least one valve for introducing air or a precompressed air-fuel mixture, at least one valve or tube for transferring the combined gases under high pressure, at least one spark plug or a nozzle fuel injection, and serving only to receive the air or the pre-compressed air-fuel mixture, to compress it the second time, to undergo combustion, to relax the combined gases the first time and finally to discharge these same gases under high pressure through the transfer tube (s).
  • a "high pressure oxidizing cylinder” defined as a cylinder and reciprocating piston assembly, the latter being connected by means of a connecting rod to the crankshaft and the cylinder head of which is equipped with at least one valve for introducing air or a precompressed air-fuel mixture, at least one valve or tube for transferring the combined gases under high pressure, at least one spark plug or a nozzle fuel injection, and serving only
  • a third type of cylinder which is the "low pressure pressure cylinder” defined as a cylinder and piston assembly, the latter being connected by means of a connecting rod to the crankshaft, and the cylinder head of which is fitted with at least one valve for discharging the combined gases under low pressure and at least one valve or tube for transferring the combined gases under high pressure, and which is used only for receiving the combined gases under high pressure, participate in their second relaxation and repress them.
  • the "low pressure pressure cylinder” defined as a cylinder and piston assembly, the latter being connected by means of a connecting rod to the crankshaft, and the cylinder head of which is fitted with at least one valve for discharging the combined gases under low pressure and at least one valve or tube for transferring the combined gases under high pressure, and which is used only for receiving the combined gases under high pressure, participate in their second relaxation and repress them.
  • the first stage of the six-stage cycle that is to say the suction of air or of the air-fuel mixture, only involves low-pressure suction cylinders.
  • the third and fourth beat of this same cycle that is to say the second compression and the first expansion of the combined gases respectively, only involve high pressure oxidizing cylinders.
  • the final delivery of the combined gases under low pressure which represents the sixth time of the cycle, only involves low pressure suction cylinders and, if they exist, low pressure pressure cylinders.
  • the second stage of the cycle in question that is to say the first compression of the air or of the air-fuel mixture accompanied or possibly followed by cooling, involves a low pressure suction cylinder and a high pressure oxidizing cylinder preferably in such a way that the piston of the second recedes in order to be able to receive the air or the precompressed air-fuel mixture while the piston of the other advances and delivers this same fluid. They will therefore move in phase opposition to each other and we will call in the rest of this text such a set of a low pressure suction cylinder and a high pressure oxidizing cylinder a "pair of cylinders compressants " .
  • the fifth stage of the six-stage cycle involves a low pressure suction cylinder, a high pressure oxidizing cylinder and possibly a low pressure discharging cylinder so that the piston from the high-pressure oxidizing cylinder, advancing, pushes the combustion gases through the transfer tube (s) to the adjacent low-pressure suction cylinder, the piston of which then moves back to accommodate these same gases or a part of them, and possibly to the low pressure pumping cylinder, also adjacent to the same high pressure oxidizing cylinder, and the piston also moves back to accommodate the other part of the combined gases.
  • this piston and that of low pressure suction cylinder move in phase with each other and in phase opposition with respect to the piston of the high pressure oxidizer cylinder.
  • all the low pressure suction cylinders, as well as all the high pressure oxidizing cylinders, will preferably have the same bore and the same stroke respectively.
  • this is to be optimized as a function of the displacement of the high pressure oxidizing cylinders and low pressure aspirants. Probably, for reasons of constructive ease, it will have the same bore and stroke as the low pressure suction cylinders.
  • This embodiment of the invention is therefore an internal combustion engine essentially composed of at least one pair of compressing cylinders and at least one pair, possibly a triplet, of expansion cylinders.
  • the engine comprises a single pair of cylinders, the precompressed air discharged by the suction cylinder at low pressure is stored in a tank before being transmitted at the right time to the combustion cylinder.
  • the ignition will be either of the controlled type or of the spontaneous type and we will speak of a six-stroke internal combustion engine with controlled ignition and in the other case of a six-stroke internal combustion engine with spontaneous ignition.
  • the main advantage, which is also the aim of the present invention, compared to existing engines is a significant increase in fuel efficiency.
  • the gain in efficiency will probably not be as great.
  • the presence of the low pressure pressure cylinder is beneficial to performance because it provides us with an overall expansion rate greater than the overall compression rate, which is generally an advantage of the six cycle. time compared to the four-stroke cycle.
  • the compactness of the combustion chamber which is in fact the dead space of the high-pressure oxidizing cylinder which we know is relatively small, contributes, in the case of the petrol version, to avoid rattling which makes it possible to further increase the compression ratio or to use petrol with a lower octane number, therefore less harmful, and in the case of the Diesel version, probably makes it possible to increase the richness during the injection of the combustible.
  • the compactness of the combustion chamber that is to say the higher volume / bore ratio, provides savings in heat losses during combustion.
  • the concentration of large pressures on small cylinders saves sealing segments in large low pressure cylinders, which reduces mechanical losses. This concentration also makes it possible to reduce the weight of the engine.
  • Another advantage of the new engine is that the exhaust gases are significantly less hot which will ensure a longer service life of the exhaust system and in addition in combination with the fact as the dead space of the suction cylinders will be as small as possible, we can expect a high filling rate.
  • the major drawback is the fact that the total power-to-displacement ratio is probably lower than that of existing engines.
  • the six-stroke internal combustion engine with positive ignition is produced using five cylinders arranged in line. It comprises two low pressure suction cylinders 1, 5 located at the ends of the crankshaft, two high pressure oxidizing cylinders 2, 4 located alongside the low pressure suction cylinders respectively and finally a low pressure pressure cylinder 3 located in the middle.
  • the inlet of the heat exchanger 28 is connected to the low suction cylinders pressure 1, 5 through the delivery pipes of precompressed air 33, 34 respectively and its outlet is connected to the high pressure oxidizing cylinders 2, 4 by the pipes of introduction of the precompressed air-fuel mixture 31, 32 respectively.
  • the fuel is introduced by means of a controlled injection or of, preferably two carburettors pressurized, by putting, for example, the tank of these under the pressure prevailing inside the exchanger by means of a simple tube which connects the two.
  • the transfer valves 14, 16, 18 and 20 are located in the cylinder heads of the high pressure oxidizing cylinders 2 and 4.
  • the low pressure suction and discharge cylinders are connected to the exhaust manifold or manifold 30 by the gas discharge valves combined at low pressures 13, 21 and 17 respectively.
  • the transfer pipes 24, 25 and 26, 27 intimately connect the cylinders 1 and 2, 2 and 3, 3 and 4, as well as 4 and 5 respectively.
  • the low pressure suction cylinder 1 on the left side and the high pressure combustion cylinder 4 on the right side form a pair of compressing cylinders as this has been defined above.
  • the second pair of compressing cylinders is formed by the low pressure suction cylinder 5 on the right side and the high pressure oxidizing cylinder 2 on the left side.
  • This engine comprises two triplets of expansion cylinders as they have been defined above. These are first the low pressure pressure cylinder 3 located in the center and the two low pressure suction cylinders 1 and high pressure oxidizer 2 on the left side and then the same low pressure pressure cylinder 3 and the low pressure suction cylinders 5 and high oxidizer pressure 4 on the right side.
  • Another embodiment of the six-stroke internal combustion engine would be a five-cylinder engine as just described, where the difference lies in the way of introducing the fuel, which this time will be directly injected into the combustion chambers high pressure oxidizing cylinders 2 and 4 where it will ignite spontaneously.
  • the power of the radiator 28 as well as the displacement and compression ratios will obviously have to be readjusted.
  • the heat exchanger 28 can be replaced by two independent radiators so that each one connects the precompressed air delivery pipe 33 (or 34) of the low pressure suction cylinder 1 (or 5) to the inlet manifold 32 (or 31) of the corresponding high pressure oxidizing cylinder 4 (or 2).
  • the heat exchange surfaces will be less profitable, because the speed of air flow through the exchanger is noticeable only for 25% of the time, on the other hand, in the case of the single exchanger, this is the case for 50% of the time.
  • this can become interesting for reasons of constructive simplicity in the case of the six-stroke diesel version, because the power of the exchanger, may be that experience shows that it does not even need at all , will probably be lower.
  • a final constructive detail concerns the cold start, which will probably pose a problem for the six-stroke engine.
  • a system of tubes 36 and valves 37 shown schematically in Figure 2, actuated by the user or automatically, will divert the flow of compressed air so that it arrives at the high oxidizing cylinders pressure without passing through the heat exchanger.
  • the arrows in solid lines, with reference to FIG. 2, indicate the flow of precompressed air in regime and in dotted lines that during start-up.
  • the corresponding positions of the valves are also drawn in solid lines and dotted lines respectively.
  • FIG. 5 shows an embodiment of the engine according to the invention which only needs a single pair of cylinders, namely a low pressure suction cylinder 1 and a combustion cylinder 2.
  • the two-cylinder engine comprises a pressure tank 44 (5 to 6 bars) which receives the precompressed air coming from the low pressure suction cylinder 1 and stores it until the high pressure combustion cylinder can receive it.
  • the two-stage expansion is carried out in the same way as for the four or five cylinder engine described above.
  • the second expansion takes place when the valve 14 is open, the piston 7 goes back up and the piston 6 goes down.
  • the only difference in operation between the two-stroke and four-cylinder six-stroke engine concerns the first compression.
  • the low-pressure cylinder in the two-cylinder version pushes the precompressed air into the tank 44, as shown Figure 6 which illustrates the four phases of operation of a two-cylinder engine operating in six-stroke mode.
  • the fuel can be added to the precompressed air while the piston 7 sucks during the downward stroke, just before entering the combustion chamber (FIG. 6d).
  • FIG. 7 schematically illustrates in several views a six-stroke four-cylinder internal combustion engine according to the present invention.
  • Figures 7b and 7c show schematically respectively the arrangement of the valves and the pipes and the arrangement of the cams and pushers.
  • FIG. 8 illustrates the six-stroke cycle according to the invention.
  • This figure gives the diagram of the pressure as a function of the volume in the cylinders.
  • Curve 1 indicates the pressure prevailing in the high pressure oxidizing cylinder, while curve b gives the pressure that is obtained in the low pressure suction cylinder.
  • This diagram has been drawn up for an engine corresponding to that shown in FIG. 7.
  • the six-stroke internal combustion engine which is the subject of the present invention will find use everywhere, where four-stroke internal combustion engines are currently used, in particular in road transport.
  • the new engine according to the invention the combustion of which is with ignition either controlled (petrol version) or spontaneous (Diesel version), will preferably comprise a multiple of five non-uniform cylinders. It will have an energy efficiency which can be up to 30% higher than that of a four-stroke internal combustion engine.

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Abstract

Les six temps sont l'aspiration de l'air, la première compression accompagnée ou suivie d'un refroidissement éventuel, la deuxième compression suivie de la combustion, la première détente produisant un travail utile, la deuxième détente produisant également un travail utile et finalement le refoulement des gaz comburés. Ce nouveau moteur, dont la combustion est à allumage soit commandé (version essence), soit spontané (version Diesel), comportera de préférence un multiple de cinq cylindres non-uniformes. Il aura un rendement énergétique qui peut-être jusqu'à 30 % plus élevé que celui d'un moteur à combustion interne à quatre temps.

Description

  • La présente invention concerne les moteurs à combustion interne à piston, tels qu'ils sont utilisés par exemple dans les véhicules de transport routier. Actuellement, il existe notamment deux types de moteur à combustion interne à piston, qui sont le moteur à allumage commandé, ou moteur à essence, et le moteur à allumage spontané ou encore appelé le moteur Diesel.
  • Ces moteurs utilisent un cycle thermodynamique soit à deux temps, soit, comme dans la grande majorité des cas, un cycle à quatre temps. Les parties principales d'un tel moteur sont un cyclindre hébergeant un piston qui fait un mouvement alternatif qui est transformé au moyen d'une bielle et d'un vilebrequin en un mouvement rotatif. Expliquons brièvement les quatre temps d'un moteur à allumage commandé. Le piston, en reculant aspire un mélange air-combustible, puis en avançant le comprime et le combustible s'évapore sous l'élévation de température. Quand le piston arrive proche de son point mort, une bougie allume au moyen d'une étincelle le mélange ce qui provoque une brusque élévation de température et de la pression. Le piston, en reculant, permet au gaz comburés de se détendre et c'est à ce moment que le travail utilisable est produit. Finalement, en avançant, le piston chasse les gaz comburés. Les quatre temps sont donc l'aspiration, la compression, la détente et le refoulement. Le moteur Diesel utilise un principe comparable où la différence réside dans la manière d'introduction du combustible, qui dans ce cas est directement injecté dans l'air comprimé, et chaud par conséquent, et s'enflamme alors spontanément.
  • Dans les deux cas, le rendement énergétique dépend entre autres du rapport volumétrique de compression. Plus celui-ci est élevé, plus le rendement est élevé. Malheureusement, ce rapport de compression est limité, dans le cas du moteur à essence, par le risque du détonnement prématuré du mélange et dans le cas du moteur Diesel entre autres par la nécessité de préserver une chambre de combustion convenable. De toute façon, il faut remarquer que pour un cycle thermodynamique tel qu'il a été décrit ci-dessus, l'accroissement du rendement devient de plus en plus faible pour une augmentation égale du rapport de compression à partir d'une valeur de 10 à 15 pour ce dernier, et ce sont alors surtout, dans le cas du moteur Diesel, les sollicitations mécaniques qui déterminent le rapport de compression volumétrique critique. Les documents qui ont servi à refléter l'état de la technique antérieure sont l'ouvrage du professeur à l'Université Catholique de Louvain A. Houberechts intitulé "La thermodynamique technique", tome 2, 4 ième édition, pages 325 à 405, édité chez Ceuterick à Leuven en 1976 et les notes du cours "Moteurs à combustion interne" du professeur à l'UCL J. Martin de l'année 1981.
  • Le but principal de la présente invention est d'augmenter le rendement énergétique du moteur à combustion interne à pistons alternatifs. Nous avons envisagé, tout d'abord dans le cas du moteur à allumage commandé où nous nous sommes alors rendu compte que le même principe peut être appliqué dans le cas du moteur à combustion spontanée également, d'augmenter le rapport de compression à l'aide d'une compression étagée où un refroidissement intensif sépare les deux ou plusieurs étages de compression afin de ne pas courir le risque d'un détonnement prématuré du mélange air-combustible. L'énergie interne des gaz comburés étant alors très importante après la combustion de façon à ce qu'une détente étagée nous semble nécessaire afin de transformer le maximum possible de celle-ci en travail mécanique. Dans le cas d'une double compression et d'une double détente, nous définissons le cycle thermodynamique à six temps comme un cycle comportant une aspiration del'air ou d'un mélange air-combustible, une première compression de ce dernier accompagnée ou suivie d'un refroidissement éventuel, puis une deuxième compression suivie de la combustion, puis une première détente des gaz comburés produisant un travail mécanique utilisable, puis une deuxième détente de ces mêmes gaz comburés produisant également un travail mécanique utilisable et comportant finalement le refoulement des gaz comburés.
  • L'invention est un moteur à combustion interne à pistons alternatifs réalisant le cycle thermodynamique à six temps, tel qu'il a été défini ci-dessus, d'une façon efficace. La nouveauté essentielle de ce moteur par rapport au moteur à combustion interne à pistons alternatifs classique est le caractère non-uniforme des différents cylindres. En effet, les cylindres du nouveau moteur correspondront à une des trois définitions suivantes. Il y aura au moins un "cylindre aspirant à basse pression" défini comme un ensemble cylindre et piston alternatif, ce dernier étant relié à l'aide d'une bielle au vilebrequin, et dont la culasse est équipée d'au moins une soupape d'aspiration, d'au moins une soupape de refoulement d'air ou de mélange air-combustible précomprimé, d'au moins une soupape de refoulement des gaz comburés sous faible pression et d'au moins une soupape ou tubulure de transvasement des gaz comburés sous haute pression, et ne servant qu'à aspirer l'air ou le mélange air-combustible, de le comprimer une première fois en le refoulant, puis à accueillir les gaz comburés sous haute pression, à participer à leur deuxième détente et finalement à les refouler. Dans ce même moteur, il y aura au moins un "cylindre comburant à haute pression" défini comme un ensemble cylindre et piston alternatif, ce dernier étant relié à l'aide d'une bielle au vilebrequin et dont la culasse est équipée d'au moins une soupape d'introduction d'air ou de mélange air-combustible précomprimé, d'au moins une soupape ou tubulure de transvasement des gaz comburés sous haute pression, d'au moins d'une bougie d'allumage ou une buse d'injection de combustible, et servant uniquement à accueillir l'air ou le mélange air-combustible précomprimé, à le comprimer la deuxième fois, à subir la combustion, à détendre les gaz comburés la première fois et finalement à refouler ces mêmes gaz sous haute pression à travers la ou les tubulures de transvasement. Dans ce même nouveau moteur, il y aura éventuellement un troisième type de cylindre, qui est le "cylindre refoulant à basse pression" défini comme un ensemble cylindre et piston, ce dernier étant relié à l'aide d'une bielle au vilebrequin, et dont la culasse est équipée d'au moins une soupape de refoulement des gaz comburés sous faible pression et d'au moins une soupape ou tubulure de transvasement des gaz comburés sous haute pression, et servant uniquement à accueillir les gaz comburés sous haute pression, à participer à leur deuxième détente et à les refouler.
  • Le premier temps du cycle à six temps, c'est-à-dire l'aspiration de l'air ou du mélange air-combustible, ne fait intervenir que des cylindres aspirants basse pression. Les troisième et quatrième temps de ce même cycle, c'est-à-dire la deuxième compression et la première détente des gaz comburés respectivement, ne font intervenir que des cylindres comburants haute pression. Le refoulement final des gaz comburés sous faible pression, qui représente le sixième temps du cycle, ne fait intervenir que des cylindres aspirants basse pression et, s'ils en existent, des cylindres refoulants basse pression. Le deuxième temps du cycle en question, c'est-à-dire la première compression de l'air ou du mélange air-combustible accompagnée ou suivie éventuellement d'un refroidissement, fait intervenir un cylindre aspirant basse pression et un cylindre comburant haute pression de préférence d'une manière à ce que le piston du second recule pour pouvoir accueillir l'air ou le mélange air-combustible précomprimé pendant que le piston de l'autre avance et refoule ce même fluide. Ils se déplaceront par conséquent en opposition de phase l'un par rapport à l'autre et nous appelerons dans la suite de ce texte un tel ensemble d'un cylindre aspirant basse pression et d'un cylindre comburant haute pression une "paire de cylindres comprimants". Le cinquième temps du cycle à six temps, c'est-à-dire la seconde détente des gaz comburés, fait intervenir un cylindre aspirant basse pression, un cylindre comburant haute pression et éventuellement un cylindre refoulant basse pression de manière à ce que le piston du cylindre comburant haute pression, en avançant, refoule les gaz comburés à travers la ou les tubulures de transvasement vers le cylindre aspirant basse pression adjacent dont le piston recule alors pour accueillir ces mêmes gaz ou une partie de ceux-ci, et éventuellement vers le cylindre refoulant basse pression, lui aussi adjacent à ce même cylindre comburant haute pression, et dont le piston recule également pour accueillir l'autre partie des gaz comburés. ce piston et celui du cylindre aspirant à basse pression se déplacent en phase mutuellement et en opposition de phase par rapport au piston du cylindre comburant haute pression. Dans l'absence du cylindre refoulant basse pression, nous appelerons l'ensemble des deux cylindres effectuant la seconde détente comme décrit ci-avant une "paire de cylindres détendants" et dans le cas où le cylindre refoulant basse pression existe un "triplet de cylindres détendants". On voit alors que deux cylindres formant une paire de cylindres comprimants ne formeront pas, de préférence, une paire de cylindres détendants ou de préférence n'appartiendront pas à un même triplet de cylindres détendants. Il va de soi, que la cylindrée des cylindres aspirants basse pression doit être plus grande que celle des cylindres comburants haute pression pour que l'on puisse parler d'air ou d'un mélange air-combustible précomprimé à la fin du deuxième temps.
  • Pour des raisons de symétrie, tous les cylindres aspirants basse pression, ainsi que tous les cylindres comburants haute pression auront, de préférence, le même alésage et la même course respectivement. En ce qui concerne la cylindrée des cylindres refoulants basse pression, s'ils en existent, celle-ci est à optimiser en fonction des cylindrées des cylindres comburants haute pression et aspirants basse pression. Probablement, pour des raisons de facilité construc­tive, celui-ci aura les mêmes alésage et course que les cylindres aspirants basse pression.
  • Ce mode de réalisation de l'invention est donc un moteur à combustion interne composé essentiellement d'au moins une paire de cylindres comprimants et d'au moins une paire, éventuellement un triplet, de cylindres détendants.
  • Selon un autre mode de réalisation de l'invention, le moteur comprend une seule paire de cylindres, l'air précomprimé refoulé par le cylindre aspirant à basse pression est stocké dans un réservoir avant d'être transmis au bon moment au cylindre de combustion.
  • L'allumage sera soit du type commandé, soit du type spontané et nous parlerons d'un moteur à combustion interne à six temps à allumage commandé et dans l'autre cas d'un moteur à combustion interne à six temps à allumage spontané.
  • Le principal avantage, qui est d'ailleurs le but recherché de la présente invention, par rapport aux moteurs existants est un accroissement notable du rendement énergétique. Pour des puissances d'échangeur et des pressions maximales qui nous semblent tout à fait admissibles, les calculs nous promettent un accroissement de ce rendement d'environ 25 à 30% dans le cas des moteurs à allumage commandé, ceci étant surtout dû à l'augmentation du taux global de compression. Dans le cas des moteurs à allumage spontané, le gain en rendement ne sera probablement pas aussi important. En tous les cas, la présence du cylindre refoulant à basse pression est bénéfique au rendement car il nous assure un taux global de détente supérieur au taux global de compression, ce qui est d'ailleurs, en toute généralité, un avantage du cycle à six temps par rapport au cycle à quatre temps.
  • La compacité de la chambre à combustion, qui est en fait l'espace mort du cylindre comburant à haute pression dont nous savons qu'il est relativement de petite cylindrée, contribue, dans le cas de la version essence, à éviter le cliquetis ce qui permet d'augmenter davantage le taux de compression ou d'utiliser de l'essence à indice d'octane moins élevé, donc moins nuisible, et dans le cas de version Diesel, permet probablement d'augmenter la richesse lors de l'injection du combustible.
  • La compacité de la chambre de combustion, c'est-à-dire le rapport volume/alésage plus élevé, apporte une économie des pertes thermiques au moment de la combustion.
  • Un deuxième rapport de compression (4...6) plus petit et la répartition de la détente sur un tour complet du vilebrequin diminue notablement l'effet défavorable sur le rendement interne d'une combustion non instantanée (durée de combustion environ 2 milli­secondes) pour des vitesses de rotation importantes.
  • La concentration des grandes pressions sur des petits cylindres permet d'économiser des segments d'étanchéité dans les grands cylindres basse pression, d'où une diminution des pertes mécaniques. Cette concentration permet aussi de diminuer le poids du moteur.
  • Un autre avantage du nouveau moteur est que les gaz d'échappement sont nettement moins chauds ce qui assurera une durée de vie plus longue du système d'échappement et en plus en combinaison avec le fait que l'espace mort des cylindres aspirants va être le plus petit possible, l'on peut s'attendre à un taux de remplissage important.
  • Le fait que les cylindres en communication directe avec l'extérieur, c'est-à-dire les cylindres basse pression, ne subissent pas de combustion et le fait que les dépressions lors des ouvertures des soupapes de refoulement basse pression seront nettement plus faibles, conduiront probablement à une sonorité plus favorable.
  • L'inconvénient majeur est le fait que le rapport puissance-cylindrée totale est probablement inférieur à celui des moteurs existants.
  • L'invention est décrite plus en détail à l'appui des figures annexées, se référant à deux réalisations, qui sont un moteur à combustion interne à six temps à cinq cylindres et un moteur à deux cylindres. Remarquons d'abord que toutes les figures ne sont que des dessins de principe à caractère qualitatif. Parmi ces figures,
    • Les figures 1a à 1c sont respectivement des vues en élévation du bloc moteur où l'on distingue le système de la commande des soupapes, c'est-à-dire l'arbre à cames et les culbuteurs, en coupe horizontale du bloc moteur et finalement en coupe verticale dans celui-ci,
    • la figure 2 à échelle plus grande, montre les différents organes repris à la figure 4, où l'on a disposé toutes les soupapes sur une ligne pour simplifier le dessin,
    • la figure 3 à grande échelle, montre en une coupe verticale un ensemble raccord de tubulure et soupape, où le ressort est du type vase d'expansion.
    • la figure 4 à petite échelle, montre en a à d les quatre phases que l'on observe pour deux tours de rotation du vilebrequin, où comme à la figure 2, toutes les soupapes sont alignées,
    • la figure 5 montre de façon schématique un moteur selon l'invention ne comprenant qu'une paire de cylindres,
    • la figure 6 montre en a à d les quatre phases de fonctionnement du moteur selon la figure 5 de façon correspondant à la figure 4,
    • la figure 7 montre de façon schématique un moteur selon l'invention à six temps et quatre cylindres, a étant une vue en coupe verticale, b montrant la disposition des soupapes et tubulures et c montrant la disposition des cames et poussoirs, et
    • la figure 8 montre le diagramme pression-volume dans les cylindres du cycle à six temps.
  • En référence aux figures, le moteur à combustion interne à six temps à allumage commandé est réalisé à l'aide de cinq cylindres rangés en ligne. Il comporte deux cylindres aspirants basse pression 1, 5 se trouvant aux extrémités du vilebrequin, deux cylindres comburants haute pression 2, 4 se trouvant aux côtés des cylindres aspirants basse pression respectivement et finalement un cylindre refoulant basse pression 3 se trouvant au milieu. L'entrée de l'échangeur de chaleur 28 est reliée aux cylindres aspirants basse pression 1, 5 par les tubulures de refoulement d'air précomprimé 33, 34 respectivement et sa sortie est reliée aux cylindres comburants haute pression 2, 4 par les tubulures d'introduction du mélange air-­combustible précomprimé 31, 32 respectivement. C'est au niveau de ces tubulures d'introduction 31 et 32 que se fait l'introduction du combustible au moyen d'une injection commandée ou d'un, de préférence deux carburateurs mis sous pression, en mettant, par exemple, la cuve de ceux-ci sous la pression qui règne à l'intérieur de l'échangeur au moyen d'un simple tube qui relie les deux. Les soupapes de transvasement 14, 16, 18 et 20 se trouvent dans les culasses des cylindres comburants haute pression 2 et 4. Les cylindres aspirants et refoulants basse pression sont reliés à la tubulure ou collecteur d'échappement 30 par les soupapes de refoulement des gaz comburés sous faibles pressions 13, 21 et 17 respectivement. Les tubulures de transvasement 24, 25 et 26, 27 relient intimement les cylindres 1 et 2, 2 et 3, 3 et 4, ainsi que 4 et 5 respectivement. Le cylindre aspirant basse pression 1 du côté gauche et le cylindre comburant haute pression 4 du côté droit forment une paire de cylindres comprimants telle que celle-ci a été définie ci-avant. La deuxième paire de cylindres comprimants est formée par le cylindre aspirant basse pression 5 du côté droit et le cylindre comburant haute pression 2 du côté gauche. Ce moteur comporte deux triplets de cylindres détendants comme ils ont été définis plus haut. Ce sont d'abord le cylindre refoulant basse pression 3 se trouvant au centre et les deux cylindres aspirant basse pression 1 et comburant haute pression 2 du côté gauche et puis le même cylindre refoulant basse pression 3 et les cylindres aspirant basse pression 5 et comburant haute pression 4 du côté droit.
  • Examinons maintenant en détail les quatre phases que l'on rencontre lors de deux tours du vilebrequin, pour le moteur à six temps et à cinq cylindres décrit ci-avant, en se référant aux figures 2 et 4.
    • Figure 4 a) : Les pistons des cylindres comburants haute pression 7 et 9 sont en train de monter, et les pistons des cylindres basse pression 6, 8 et 10 sont en train de descendre. Le cylindre aspirant basse pression du côté gauche 1 effectue l'aspiration d'air amené par un collecteur d'admission indiqué en 43 et la soupape correspondante 11 est ouverte. Le cylindre comburant haute pression 2 adjacent comprime une deuxième fois le mélange air-combustible et la bougie va l'allumer vers la fin de cette compression. Le deuxième triplet de cylindres détendants 3, 4 et 5, défini plus haut, effectue la deuxième détente des gaz comburés, les soupapes de transvasement correspon­dantes 18 et 20 étant ouvertes.
    • Figure 4 b) : Les pistons des cylindres comburants haute pression descendent et ceux des cylindres basse pression remontent maintenant. La première paire de cylindres comprimants 1, 4 effectue la première compression, les soupapes correspondantes 12, 19 étant ouvertes. Le cylindre comburant haute pression 2 effectue la première détente des gaz comburés. Les cylindres refoulant basse pression 3 et aspirant basse pression 5 du côté droit chassent les gaz comburés, les soupapes de refoulement 17 et 21 étant ouvertes.
    • Figure 4 c) : Les pistons des cylindres comburants haute pression remontent pendant que les pistons des cylindres basse pression descendent. Le cylindre aspirant basse pression 5 du côté droit effectue l'aspiration d'air à son tour, la soupape d'aspiration 23 étant ouverte. Le cylindre comburant haute pression 4 adjacent effectue la deuxième compression du mélange air-combustible et la bougie va l'allumer vers la fin de cette compression. Le premier triplet de cylindres détendants 1, 2 et 3 effectue la deuxième détente des gaz comburés, les soupapes de transvasement correspondantes 14, 16 étant ouvertes.
    • Figure 4 d) : Les pistons des cylindres comburants haute pression redescendent et ceux des cylindres basse pression remontent une nouvelle fois. La deuxième paire de cylindres comprimants 5 et 2 effectue la première compression du mélange air-­combustible, les soupapes de refoulement et d'introduction correspondantes 22 et 15 étant ouvertes. Le cylindre comburant haute pression du côté droit 4 effectue la première détente des gaz comburés. Les cylindres refoulant 3 et aspirant 1 basse pression chassent les gaz comburés. Les soupapes de refoulement 17 et 13 sont ouvertes.
  • Maintenant, nous pouvons retourner à la figure 4 a).
  • Une autre réalisation du moteur à combustion interne à six temps serait un moteur à cinq cylindres tel qu'il vient d'être décrit, où la différence réside dans la façon d'introduire le combustible, qui cette fois sera directement injecté aux chambres à combustion des cylindres comburants haute pression 2 et 4 où il s'enflammera alors spontanément. La puissance du radiateur 28 ainsi que les rapports des cylindrées et de compression devront être évidemment réajustés.
  • De ces deux réalisations, nous déduisons encore une autre en supprimant simplement le cylindre refoulant basse pression 3, toute autre chose restant inchangée.
  • Cette version se prête évidemment aux deux types d'allumage en question. Maintenant, on n'est plus obligé de ranger les quatre cylindres en ligne. Nous pouvons les ranger également d'une part et d'autre du vilebrequin où les cylindres basse pression se trouvent en face du cylindre comburant haute pression avec lequel ils forment une paire de cylindres comprimants et à côté du cylindre comburant haute pression avec lequel ils forment une paire de cylindres détendants. Il va de soi, que l'on peut en juxtaposant des blocs de cinq ou quatre cylindres comme décrits ci-avant, créer, d'autres réalisations de la présente invention.
  • Pour toutes les réalisations envisagées, l'échangeur de chaleur 28 peut être remplacé par deux radiateurs indépendants de façon à ce que chacun relie la tubulure de refoulement d'air précomprimé 33 (ou 34) du cylindre aspirant basse pression 1 (ou 5) à la tubulure d'introduction 32 (ou 31) du cylindre comburant haute pression 4 (ou 2) correspondant. Mais dans ce cas, les surfaces d'échange thermique seront moins bien rentabilisées, car la vitesse d'écoulement d'air à travers l'échangeur n'est notable que pendant 25% du temps, par contre, dans le cas de l'échangeur unique, c'est le cas pendant 50% du temps. Malgré cela, ceci peut devenir intéressant pour des raisons de simplicité constructive dans le cas du moteur à six temps version Diesel, car la puissance de l'échangeur, peut être que l'expérience montre qu'il n'en faut même pas du tout, sera probablement plus faible.
  • Un autre détail est intéressant à examiner. Les soupapes de refoulement et d'introduction d'air précomprimé 12, 15, 19 et 22 doivent assurer une étanchéité dans les deux sens. En effet, en régime, l'échangeur de chaleur sera constamment sous pression et ces soupapes subissent momentanément une force qui tend à les ouvrir quand la pression en aval (c'est-à-dire la pression qui règne à l'intérieur de l'échangeur) dépasse celle qui règne en amont. Ceci sera le cas lors de l'aspiration pour les cylindres aspirants basse pression et vers la fin du refoulement des gaz sous pression pour les cylindres comburants haute pression. D'autre part, il faut éviter que l'air puisse s'échapper le long de la tige de soupape 38. Pour remédier à ces deux difficultés, l'on pourra envisager d'utiliser à la place des ressorts de soupape classiques des ressorts du type vase d'expansion 39. En forant des trous de communication 40 pour mettre le vase sous la pression qui règne dans le radiateur 28 et en s'assurant que le diamètre du vase soit plus grand que celui du pied de la soupape 41, la pression régnant à l'intérieur de l'échangeur de même que la pression régnant dans le cylindre auront tendance, toutes les deux, à fermer la soupape en question. Lors du démarrage, le radiateur n'étant pas sous pression, seule la raideur mécanique du vase 39 devra assurer la fermeture de la soupape en question. Rien n'empêche d'utiliser ce même type de ressort pour les autres soupapes, notamment les soupapes de transvasement 14, 16, 18 ou 20. Pour les soupapes d'aspiration et de refoulement basse pression 11, 13, 17, 21 et 23, on utilisera de préférence des ressorts de soupape classiques.
  • Un autre détail à noter est que les soupapes de transvarsement 14, 16, 18 et 20 et les soupapes d'aspiration 11 et 23 se trouvent centrées par rapport au plan de symétrie vertical du bloc moteur. Par conséquent, les culbuteurs correspondants 35 seront d'une forme spéciale de façon à ce que leurs axes de pivotement seront, de préférence, orthogonales à l'axe du vilebrequin.
  • Un dernier détail constructif concerne le démarrage à froid, qui posera probablement un problème pour le moteur à six temps. Un système de tubes 36 et clapets 37, repris schématiquement à la figure 2, actionnés par l'utilisateur ou d'une façon automatique, permettra de détourner l'écoulement de l'air comprimé de telle manière qu'il arrive aux cylindres comburants haute pression sans traverser l'échangeur de chaleur. Les flèches en traits pleins, en se référant à la figure 2, indiquent l'écoulement de l'air précomprimé en régime et en pointillés celui lors du démarrage. Les positions correspondantes des clapets sont également dessinées en traits pleins et pointillés respectivement.
  • La figure 5 montre un mode de réalisation de moteur selon l'invention qui n'a besoin que d'une seule paire de cylindres, à savoir un cylindre aspirant à basse pression 1 et un cylindre de combustion 2. Le moteur à deux cylindres comporte un réservoir 44 sous pression (5 à 6 bars) qui accueille l'air précomprimé venant du cylindre aspirant basse pression 1 et le stocke jusqu'à ce que le cylindre de combustion à haute pression puisse l'accueillir.
  • La détente en deux temps est réalisée de la même façon que pour le moteur à quatre ou cinq cylindres, décrit précédemment. La deuxième détente a lieu au moment où la soupape 14 est ouverte, le piston 7 remonte et le piston 6 descend. La seule différence dans le fonctionnement entre le moteur à six temps version deux et quatre cylindres concerne la première compression. Au lieu de refouler l'air précomprimé lors de la première compression vers le cylindre de combustion à haute pression 4 de la deuxième paire, le cylindre basse pression dans la version à deux cylindres refoule l'air précomprimé dans le réservoir 44, comme le montre la figure 6 qui illustre les quatre phases du fonctionnement d'un moteur à deux cylindres fonctionnant en mode à six temps. Il est à noter que le combustible peut être ajouté à l'air précomprimé pendant que le piston 7 aspire lors de la course de descente, juste avant l'entrée dans la chambre de combustion (figure 6d).
  • La figure 7 illustre de façon schématique en plusieurs vues un moteur à combustion interne à six temps et quatre cylindres selon la présente invention. Les figures 7b et 7c montrent de façon schématique respectivement la disposition des soupapes et des tubulures et la disposition des cames et des poussoirs.
  • La figure 8 illustre le cycle à six temps selon l'invention. Cette figure donne le diagramme de la pression en fonction du volume dans les cylindres. La courbe 1 indique la pression régnant dans le cylindre comburant haute pression, tandis que la courbe b donne la pression que l'on obtient dans le cylindre aspirant à basse pression. Ce diagramme a été établi pour un moteur correspondant à celui qui est représenté à la figure 7.
  • Le moteur à combustion interne à six temps, objet de la présente invention, trouvera une utilisation partout là, où l'on utilise actuellement des moteurs à combustion interne à quatre temps, notamment dans le transport routier.
  • Le nouveau moteur selon l'invention, dont la combustion est à allumage soit commandé (version essence), soit spontané (version Diesel), comportera de préférence un multiple de cinq cylindres non-­uniformes. Il aura un rendement énergétique qui peut être jusqu'à 30% plus élevé que celui d'un moteur à combustion interne à quatre temps.

Claims (12)

1. Moteur à combustion interne comprenant au moins un cylindre qui comporte une chambre de travail de volume variable par le déplacement dans le cylindre d'un piston entre une position de point mort haut et une position de point mort bas, sous l'effet des forces de pression engendrées périodiquement dans ladite chambre, à chaque cylindre étant associés des moyens de soupape d'admission et d'évacuation d'un fluide gazeux, le piston de chaque cylindre étant relié à un arbre-vilebrequin du moteur, caractérisé en ce qu'il comprend au moins quatre cylindres (1, 2, 4, 5 ) agencés de façon à former deux paires (1, 2 ; 4, 5), un cylindre (2) ou (4) de chaque paire étant un cylindre de combustion à haute pression tandis que l'autre cylindre (1) ou (5) est adapté pour fonctionner en cylindre aspirant à basse pression, la chambre de travail de chaque cylindre (1) ou (5) aspirant à basse pression est susceptible de communiquer avec un collecteur d'admission d'air (43) par au moins un organe commandé tel qu'une soupape d'admission (11) ou (23), en vue d'une précompression de l'air admis, avec la chambre de travail du cylindre de combustion (4) ou (2) de l'autre paire pour refouler dans celle-ci l'air précomprimé auquel on a ajouté, le cas échéant, du combustible, par au moins une soupape de refoulement (12) ou (22) associée au cylindre aspirant et au moins une soupape d'introduction (19) ou (15) dudit air ou mélange précomprimé refoulé, associée au cylindre de combustion, en vue de la compression et combustion du mélange air-combustible, à haute pression, avec la chambre de travail du cylindre de combustion (2) ou (4), qui lui est associé, à travers au moins une soupape de transvasement (14) ou (20), pour transférer les gaz comburés sous haute pression dans le cylindre de combustion, dans le cylindre aspirant, en vue d'une deuxième détente, et avec un collecteur d'échappement (30) des gaz brûlés ayant subi ladite deuxième détente, par au moins une soupape d'échappement (13) ou (21), les soupapes étant commandées de façon que le moteur fonctionne comme moteur à combustion interne à six temps.
2. Moteur selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il comprend un troisième cylindre basse pression (3) dont la chambre de travail est susceptible de communiquer avec les chambres de travail des deux cylindres de combustion (2, 4) par au moins deux soupapes de transvasement (16, 18) avantageusement associées à ces derniers et fonctionnant en synchronisme respectivement avec lesdites soupapes de transvasement (14, 20) pour contribuer à ladite deuxième détente des gaz brûlés, et avec le collecteur d'échappement (30), par au moins une soupape d'échappement (17).
3. Moteur selon la revendication 2, caractérisé en ce que les cinq cylindres (1 à 5) sont rangés en ligne, les deux cylindres aspirants (1,5) se trouvant aux extrémités de l'arbre-vilebrequin auquel ils sont reliés, le troisième cylindre à basse pression (3) se trouvant au milieu.
4. Moteur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comprend un échangeur de chaleur (28) dont les entrées (33, 34) sont susceptibles de communiquer avec les chambres de travail des cylindres aspirants (1, 5), par les soupapes de refoulement précitées (12, 22), et par les sorties (31, 32) avec les chambres de travail des cy­lindres de combustion (2, 4), par l'intermédiaire des soupapes précitées d'introduction (15, 19).
5. Moteur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les passages de communication des chambres de travail des cylindres aspirants (1, 5) avec les cylindres de combustion (2,4) comportent des moyens d'introduction du combustible dans l'air précomprimé, tels que des moyens d'injection commandée pour un allumage spontané ou des moyens carburateurs.
6. Moteur selon l'une des revendications 1 et 3 à 6, caractérisé en ce qu'il comporte un multiple de quatre cylindres.
7. Moteur selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisé en ce qu'il comporte un multiple de cinq cylindres.
8. Moteur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'au moins un ressort de soupape est du type à vase d'expansion (39) sous pression.
9. Moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce qu'un vase d'expansion (39) servant de ressort de soupapes est pourvu de perforations (40) dans la paroi de la tubulure permettant l'établissement de la pression qui règne en aval de la soupape à l'intérieur du vase (39).
10. Moteur à combustion interne comprenant au moins un cylindre qui comporte une chambre de travail de volume variable par le déplacement dans le cylindre d'un piston entre une position de point mort haut et une position de point mort bas sous l'effet des forces de pression engendrées périodiquement dans ladite chambre, à chaque cylindre étant associés des moyens de soupape d'admission et d'évacuation d'un fluide gazeux, le piston de chaque cylindre étant relié à un arbre-vilebrequin du moteur, caractérisé en ce qu'il comprend au moins deux cylindres (1, 2) agencés de façon à former une paire, un cylindre (2) étant un cylindre de combustion à haute pression, tandis que l'autre cylindre (1) est adapté pour fonctionner en cylindre aspirant à basse pression, la chambre de travail du cylindre (1) aspirant à basse pression est susceptible de communiquer avec un collecteur d'admission d'air (43), par au moins un organe commandé tel qu'une soupape d'admission (11), en vue d'une précompression de l'air admis et avec un réservoir (44) pour refouler dans celui-ci l'air précomprimé par au moins une soupape de refoulement (12) associé au cylindre aspirant (1), la chambre de travail du cylindre de combustion (2) est susceptible de communiquer avec ledit réservoir (44) par au moins une soupape d'admission (15) dudit air précomprimé auquel on a ajouté, le cas échéant , du combustible, en vue de la compression et combustion du mélange air-combustible, à haute pression, et avec la chambre de travail du cylindre basse pression (1) à travers au moins une soupape de transvasement (14), pour transférer les gaz comburés sous haute pression, dans le cylindre aspirant, en vue d'une deuxième détente, et le cylindre basse pression (1) est susceptible de communiquer avec un collecteur d'échappement (30) des gaz brûlés ayant subi ladite deuxième détente, par au moins une soupape d'échappement (13), les soupapes étant commandées de façon que le moteur fonctionne comme moteur à combustion interne à six temps.
11. Moteur selon l'une des revendications 1 à 9, caractérisé en ce que les deux ou trois pistons (6,8,10) des cylindres basse pression (1,3,5) sont adaptés pour se déplacer en phase et en opposition de phase aux pistons (7,9) des cylindres de combustion à haute pression (2,4).
12. Moteur selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce que les soupapes précitées associées aux différents cylindres sont maintenues à un état de fonctionnement d'ouverture ou de fermeture pendant sensiblement toute la durée de la course du piston du cylindre correspondant.
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Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0376909A1 (fr) * 1988-12-30 1990-07-04 Gerhard Schmitz Moteur à combustion interne
EP1201892A1 (fr) * 2000-10-26 2002-05-02 Gerhard Schmitz Moteur à combustion interne à cinq temps
US6443108B1 (en) 2001-02-06 2002-09-03 Ford Global Technologies, Inc. Multiple-stroke, spark-ignited engine
RU2768430C1 (ru) * 2021-08-31 2022-03-24 Владимир Викторович Михайлов Гибридная силовая установка

Families Citing this family (33)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5056471A (en) * 1990-10-12 1991-10-15 Husen Norman R Van Internal combustion engine with two-stage exhaust
US5542382A (en) * 1991-04-01 1996-08-06 Caterpillar Inc. Dual compression and dual expansion internal combustion engine and method therefor
US5732677A (en) * 1996-04-25 1998-03-31 Baca; Arthur C. Internal combustion engine with eight stroke operating cycle
FR2768178B1 (fr) * 1997-09-11 1999-11-19 Daniel Drecq Moteur a combustion interne comportant des moyens de recirculation des gaz d'echappement et de suralimentation
FR2777947B1 (fr) * 1998-04-27 2000-11-17 Inst Francais Du Petrole Procede de combustion par auto-allumage controle et moteur 4 temps associe avec conduit de transfert entre cylindres et soupape dediee
DE19849914C1 (de) * 1998-10-29 1999-11-04 Daimler Chrysler Ag Brennkraftmaschine mit einem separat betätigbaren Zusatzventil im Zylinderkopf
JP3885206B2 (ja) * 2002-11-11 2007-02-21 胡 龍潭 八行程内燃機関
US20060248886A1 (en) * 2002-12-24 2006-11-09 Ma Thomas T H Isothermal reciprocating machines
US7059281B2 (en) * 2004-07-12 2006-06-13 General Motors Corporation Four stroke engine auto-ignition combustion
FR2873405B1 (fr) * 2004-07-21 2009-08-07 Renault V I Sa Dispositif et procede de suralimentation en gaz comprime d'une tubulure d'admission d'un moteur turbo-compresse
US7357125B2 (en) * 2005-10-26 2008-04-15 Honeywell International Inc. Exhaust gas recirculation system
US7143725B1 (en) * 2005-11-22 2006-12-05 Lung Tan Hu Dual six-stroke self-cooling internal combustion engine
US20080087257A1 (en) * 2006-04-24 2008-04-17 Robinson Barnett J Internal combustion engine with shared holding tank in cylinder head for elevated expansion ratio
US7418928B2 (en) * 2006-04-28 2008-09-02 Caterpillar Inc. Engine and method for operating an engine
JP2006348947A (ja) * 2006-08-18 2006-12-28 Kazuo Oyama 排気圧回生機付内燃機関
US7937943B2 (en) * 2006-12-22 2011-05-10 Yiding Cao Heat engines
US8256227B2 (en) * 2007-08-28 2012-09-04 John Arthur Devine Ultra efficient engine
US8028665B2 (en) 2008-06-05 2011-10-04 Mark Dixon Ralston Selective compound engine
US8371256B2 (en) * 2009-05-27 2013-02-12 GM Global Technology Operations LLC Internal combustion engine utilizing dual compression and dual expansion processes
GB0913988D0 (en) * 2009-08-11 2009-09-16 New Malone Company Ltd Closed loop thermodynamic
US8646421B2 (en) * 2009-10-23 2014-02-11 GM Global Technology Operations LLC Engine with internal exhaust gas recirculation and method thereof
DE102010015698A1 (de) * 2010-04-16 2011-10-20 Seneca International Ag Brennkraftmotor
DE102010025050A1 (de) * 2010-06-18 2011-12-22 Seneca International Ag Brennkraftmotor
DE102010025051A1 (de) * 2010-06-18 2011-12-22 Seneca International Ag Brennkraftmotor
WO2013038228A1 (fr) * 2011-09-18 2013-03-21 Gabora Akram Mohammed Abbashar Moteur à combustion interne à six temps
US9151222B2 (en) * 2012-12-12 2015-10-06 Caterpillar Inc. Six-stroke combustion cycle engine and process
US9574491B2 (en) * 2015-01-30 2017-02-21 GM Global Technology Operations LLC Single shaft dual expansion internal combustion engine
US9605708B2 (en) * 2015-01-30 2017-03-28 GM Global Technology Operations LLC Single-shaft dual expansion internal combustion engine
CN104989523B (zh) * 2015-08-03 2018-02-27 湖州新奥利吸附材料有限公司 一种内燃机
WO2017104231A1 (fr) * 2015-12-17 2017-06-22 本田技研工業株式会社 Moteur à combustion interne
CN111065804B (zh) * 2017-09-04 2021-11-09 沃尔沃卡车集团 内燃发动机装置
NL2019783B1 (en) * 2017-10-23 2019-04-29 Finvestor B V Combustion engine
US10865717B2 (en) 2018-06-05 2020-12-15 Alexey TYSHKO Dual mode internal combustion engine

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3789807A (en) * 1972-06-19 1974-02-05 J Pinkerton Dual combustion process for an internal combustion engine
US4307687A (en) * 1979-12-10 1981-12-29 Edward Holstein Internal combustion engines
EP0126812A1 (fr) * 1983-05-06 1984-12-05 Leonhard Johann Gerhard Pal Moteurs à combustion interne
DE3518031A1 (de) * 1985-05-20 1986-12-11 Schließmann, Kurt, 6050 Offenbach Brennkraftmaschine

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1367797A (en) * 1914-06-16 1921-02-08 Cage Engine Syndicate Inc Six-stroke three-phase engine
US1339176A (en) * 1915-09-18 1920-05-04 Leonard H Dyer Internal-combustion engine
US1539938A (en) * 1921-02-19 1925-06-02 Franchimont Eudore Apparatus for the production of gas at high temperature and pressure
US1882971A (en) * 1926-10-19 1932-10-18 Schimanek Emil Engine for motor vehicles
US1771335A (en) * 1927-09-12 1930-07-22 Ellis B Karpes Internal-combustion engine
US4367700A (en) * 1981-01-19 1983-01-11 Hotspur International Corporation, Inc. Apparatus for insuring the complete burning of fuel in a six cycle combustion engine
FR2547625B3 (fr) * 1983-06-17 1986-09-19 Roumieux Jean Claude Dispositif de moteur a six temps et a trois soupapes par cylindre
FR2560645B1 (fr) * 1984-03-02 1988-04-08 Alsacienne Constr Meca Procede pour le demarrage et la marche a faible charge d'un moteur diesel et moteur diesel comportant application de ce procede

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3789807A (en) * 1972-06-19 1974-02-05 J Pinkerton Dual combustion process for an internal combustion engine
US4307687A (en) * 1979-12-10 1981-12-29 Edward Holstein Internal combustion engines
EP0126812A1 (fr) * 1983-05-06 1984-12-05 Leonhard Johann Gerhard Pal Moteurs à combustion interne
DE3518031A1 (de) * 1985-05-20 1986-12-11 Schließmann, Kurt, 6050 Offenbach Brennkraftmaschine

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0376909A1 (fr) * 1988-12-30 1990-07-04 Gerhard Schmitz Moteur à combustion interne
EP1201892A1 (fr) * 2000-10-26 2002-05-02 Gerhard Schmitz Moteur à combustion interne à cinq temps
BE1013791A5 (fr) * 2000-10-26 2002-08-06 Gerhard Schmitz Moteur a combustion interne a cinq temps.
US6443108B1 (en) 2001-02-06 2002-09-03 Ford Global Technologies, Inc. Multiple-stroke, spark-ignited engine
RU2768430C1 (ru) * 2021-08-31 2022-03-24 Владимир Викторович Михайлов Гибридная силовая установка

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Publication number Publication date
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