EP1167720B1 - Moteur à phase isochore - Google Patents

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EP1167720B1
EP1167720B1 EP01401621A EP01401621A EP1167720B1 EP 1167720 B1 EP1167720 B1 EP 1167720B1 EP 01401621 A EP01401621 A EP 01401621A EP 01401621 A EP01401621 A EP 01401621A EP 1167720 B1 EP1167720 B1 EP 1167720B1
Authority
EP
European Patent Office
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rod
piston
crank
axis
combustion
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP01401621A
Other languages
German (de)
English (en)
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EP1167720A1 (fr
Inventor
Roger Lecal
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
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Original Assignee
Individual
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Publication date
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Publication of EP1167720A1 publication Critical patent/EP1167720A1/fr
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Publication of EP1167720B1 publication Critical patent/EP1167720B1/fr
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B9/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts, not specific to groups F01B1/00 - F01B7/00
    • F01B9/02—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts, not specific to groups F01B1/00 - F01B7/00 with crankshaft
    • F01B9/026—Rigid connections between piston and rod; Oscillating pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/048—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable crank stroke length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B11/00—Reciprocating-piston machines or engines without rotary main shaft, e.g. of free-piston type
    • F01B11/004—Reciprocating-piston machines or engines without rotary main shaft, e.g. of free-piston type in which the movement in the two directions is obtained by two single acting piston motors, each acting in one direction
    • F01B2011/005—Reciprocating-piston machines or engines without rotary main shaft, e.g. of free-piston type in which the movement in the two directions is obtained by two single acting piston motors, each acting in one direction with oscillating pistons, i.e. the pistons are arranged in ring like cylinder sections and oscillate with respect to the center of the ring
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B2275/00—Other engines, components or details, not provided for in other groups of this subclass
    • F02B2275/36—Modified dwell of piston in TDC

Definitions

  • the invention relates to a kinematic mechanism for converting an alternating translation movement into a continuous rotation of the output shaft and applies to presses, pumps and more particularly to combustion engines.
  • the rod / crank system usually used makes it possible to obtain this transformation of the piston movement, however the encapsulism obtained (cylinder-piston), to contain the pressure of the combustion and mechanise it in the conversion phase, does not make it possible of its geometric evolution to optimize the thermodynamic transformation. Indeed, the time required for the combustion is not taken into account in the variations of volume of the chamber, also, it must necessarily overflow the compression and expansion phases, which gives rise to a back pressure to the piston rise and, beyond the High Dead Point (TDC), a pressure drop at the completion of the combustion by enlarging the volume of the chamber at the descent of the piston.
  • TDC High Dead Point
  • a second solution to maintain a maximum combustion pressure, during load variations, is to recycle the flue gases (E.G.R.) in proportions hardly greater than 40%.
  • E.G.R. flue gases
  • maintaining the quality of combustion requires difficult stratification of the layers and the proportion does not respond to the scale of variation (from 0.2 to 0.9) of the fresh gas intake volume between idle and a full opening.
  • a third solution, mechanical this time, is to change the volumetric ratio by advancing more or less the piston in the room P.M.H.
  • the known solutions are numerous: BICERI -HISPANO etc. or more recently SAAB (S.V.C.) and MCE 5.
  • the mechanical solution has the advantage of ensuring significant variations in the volume of the chamber at TDC, which allows to obtain a good performance with a low load and also offer the possibility of developing high power on a volumetric ratio very low associated with a strong supercharging, both diesel and spark ignition. At the same time, a reduction in operating noise can be obtained at idle or even better combustion by maintaining a high compression at partial load which makes it possible to increase the temperature and to reduce the unburnt in spontaneous ignition with turbo.
  • crank / crank if it can obtain, thanks to additional mechanical contributions, an optimal pressure of combustion on the variations of load, it can not satisfy the need to leave a time for the combustion, any more than just to pump the amount of air needed for the needs of use.
  • magnetically controlled valves or mechanical variable lift creating a depression only localized in the cylinder, we obtain the reduction of the load and a restitution phase of the pump energy at the rise of the piston.
  • the invention makes it possible to respond to several of the difficulties listed.
  • the arrangement of a time for the combustion by intermittence introduced in the course of the piston, makes it possible to realize a REAL isochor phase with the PMH, which removes a large part or the totality of the back pressure at the rise of the piston.
  • This feature also makes it possible to obtain the maximum combustion pressure at the very beginning of the conversion phase, during expansion, for a spark ignition engine, or to reduce the so-called "constant pressure" phase of a diesel engine in the limit of the structural strength of the elements concerned.
  • the second difficulty which consists in adapting the volumetric ratio to the volume of the intake air, although satisfied by different mechanical solutions, has no simple and economical answer.
  • the new kinematic chain (which we will call the toggle system), by its particularities developed to obtain the isochoric phase, incidentally offers a response with relatively few means to implement it.
  • the third difficulty which consists in varying the volume of air admitted without loss by pumping and without loss of friction for an unnecessary sweeping of the segmentation of the piston in the cylinder, is solved by the possibility given to the piston to reduce its stroke to one third of the piston. its maximum value. This corresponds in air volume to a slightly high idle usually maintained in balance by the resistant forces. To contain the runaway without the usual losses on this intake volume, it becomes possible to provide a useful job operating at a maximum combustion pressure.
  • the ⁇ signs are the start and end marks of diesel injection, around the TDC, from a rod / crank system on the curve - dashed -.
  • the signs ⁇ are the markings at the same height of piston on the curve of the knee-joint system - in full line.
  • the mark ⁇ is substantially at the same angle ( ⁇ ) of the crankshaft as on the connecting rod / crank system.
  • the reference ⁇ is this time on the same height ( ⁇ ) as the system of the comparison.
  • the direct injection is done on 40 °: 25 ° before the PMH and 15 ° after, on the reference model.
  • the injection therefore also starts with substantially the same setting ( ⁇ 25 °) but with a pressure and a temperature more favorable to shortening the self-ignition delay and the quality of the combustion (compression level).
  • the slower injection thus possibly with finer injector holes for the same very high pressure, is completed advantageously after 63 °, ie with 23 ° more than for a connecting rod / crank system for the same volume of injected fuel.
  • the axis of the toggle ( 0 ) is taken on the frame by means of a shoe (32) with teeth (33) mounted on a curved slide (39) which progresses about a virtual axis (Oz) by the intermeshing rotation of a toothed shaft (47) itself driven by an irreversible worm gear; the position of (Oz) concurrently ensures the variation of the volumetric ratio and the variation of the length of the stroke of the piston.
  • the mechanism is constituted, in a different version, by a piston integral with the connecting rod and by a spirally curved ring-shaped cylinder associated therewith.
  • the kinematics include balancing shafts ( g 2 ⁇ and g -2 ⁇ ) FIG. 8 variable-pitch in a particular arrangement with a counter-shaft paired with the crankshaft (f ⁇ and f- ⁇ ), to obtain an alignment on the first-order forces and cancel them by a push backwards.
  • the predominant setting of the advance or volumetric ratio determines in the poly tropic elevation the maximum pressure (set from 10 ° to more than 20 ° after the PMH) the part that goes to the mechanical compression is that which is provided directly from combustion (therefore for the same pressure a more or less advanced state of combustion).
  • the position of the maximum efficiency optimization pressure varies according to their predominance.
  • the maximum pressure is obtained more by increasing the volumetric ratio, it allows, with a reduced advance, to initiate favorably the combustion in a confined environment, with a high temperature favorable to the oxidation and in a low volume.
  • the combustion which then evolves more (after the PMH) in a space in extension too fast, ends in conditions not favorable to its completion, which is at the origin of the formation of carbon monoxide.
  • This major disadvantage determines the limit of the use of a rate which, very high, would allow to shift more completely the combustion on the descent of the piston ( ⁇ : greater - equal maximum pressure).
  • the toggle system makes it possible to initiate the combustion in a dense medium and at a good temperature (position of the piston) while having a relatively low rate, a high maximum pressure (product of combustion), little or no back pressure and an end of combustion at a higher temperature.
  • the combustion reaches a more advanced stage of completion without the intermediate rise in pressure and temperature, inherent to the displacement of the piston which, in a rod / crank system, usually reduces the chamber, while the maximum pressure is reached under a larger volume for substantially half of the burned load.
  • This peak of mechanical overpressure of the charge during combustion tends to reduce the self-ignition delay which is sensitive to this parameter and to the temperature, whereas the speed of combustion is sensitive only to the latter.
  • the favorable conditions offered by the isochoric phase for combustion make it possible to burn more charge for the same maximum pressure at P.M.H. ( ⁇ smaller) but also to increase this maximum.
  • the turbulence introduced by different air movements are maintained in time on the same cycle of 360 ° and the lengthening of the duration of admission> 200 ° allows to induce more dynamism turning to the admitted load, without increasing the losses.
  • the planetary knee-drive kinematic chain with its parameterization shown schematically (FIG.1), comprises a pivot-sliding connection of axis at A along the axis X.
  • This connection is materialized in the mechanical construction by a cylinder in which slides a piston articulated to a connecting rod L.
  • the rest of the mobile assemblies are pivot links.
  • B articulates the connecting rod L and in B 'the connecting rod R of the knee pad which, in turn, is articulated on 0 .
  • a rod / crank drive system is added to this first kinematics.
  • the colinear points A - A', A 1 - A ', on the X axis and the points B - B', B 1 - B ' 1 on the traces c' - c " define in these positions the movements of the kinematics of the PMH to the PMB, following the displacement of 0 in 0 1 around 0 " thanks to a system of eccentric sector toothed
  • the rotation of R "changes the volumetric ratio of the chamber.
  • the angular velocity ⁇ indicates the direction of rotation.
  • On Y is indicated the position of 0 1 with respect to the intersection 0 of X and Y.
  • FIG. 2 completes the details of the kinematic chain at the point of articulation B which comprises two separate axes combined in FIG. 1 (B - B ').
  • FIG. 3 represents all the mechanical elements of the kinematic chain toggle shown schematically in the previous figures.
  • the engine block (4) of the "open plan" type constitutes the frame.
  • the insert cylinder (1) in section in its recess is centered on the axis X.
  • the piston (2) comprises a mechanical axis (5) on the geometric axis A ", on which pivots the connecting rod L which is taken on the mechanical axis (6) at the geometric point B of the rod R '
  • the axis (3) is a crankpin crankshaft which rotates around the journals (27) In (10) we find the usual balance weight of the crankshaft with (11) heavy metal plugs.
  • crankshaft by the alignment close to the X axis on the trajectory of B, reduces its crank axis distance 0 '-B "corresponding to the axes of the trunnions and crank pins in the inverse proportions to the increase of the Crankshaft angle obtained for the relaxation: Either: stroke / 2 x 180/220
  • stroke / 2 x 180/220 Either: stroke / 2 x 180/220
  • the mechanical axis (8) serves as pivotal support to the rod R of the toggle in the successive positions that can be taken on the track (9) to change the position of the piston at the TDC
  • FIGs. 4 and 5 represent the dynamic aspect of the kinematic chain at PMH and PMB with the orientation of the inertial forces of inertia in a Cartesian coordinate system X - 0 - Y.
  • Point A concentrates the mass of the piston and a part of the mass of the connecting rod L.
  • the point f 1 indicates the inertial thrust in the axis of the connecting rod L and f 0 the reaction force of the frame on the point d A support to the change of orientation on the X axis (F 1 ).
  • the point B concentrates the centrifugal force F 5 and the inertial forces F 2 , F 3 and F 4 of a portion of the weight of the rods R 'L and R in their pendulum movement.
  • the direction F a indicates the direction of the alternative counter forces used and their centering with respect to the inertial forces F 1 and F 2 .
  • FIG. 5 represents the direction of the alternative forces F 1 and F 2 at the PMB (travel angle ⁇ ) since the TDC at 240 °.
  • the two equipollent vectors only indicate their direction.
  • the masses centered at A and B are assumed of the same value. They undergo a balancing counter force in the direction of F a ' .
  • FIG 6 shows the abscissa of the point A of the PMH at the PMB, curve D, for a continuous rotation of B "over 360 °
  • the curve e corresponds to the path of B for the same maximum values of abscissa and ordinate, X passing this time by the PMH and the PMB of B.
  • the resultant of the curves e and d is represented further by curve N.
  • the immobility of A at the PMH is due to the component resulting from the movement of the rod R 'around B' which adds the belly of its curve, at point B, to the descent of B 'on the trace c " after its reversal 2. Counter-phase components cancel out on the c 1 trace, by more than 20 ° from c 1 to b 1 , immobilizing B.
  • FIG. 7 represents the two component curves f and g of the balancing force used to oppose the alternative inertia forces of the kinematic chain of FIGS. 4 and 5. These opposing forces are obtained by counter-rotating balance shafts made from known drives and arrangements. To the first-order pest forces, the frequency balancing force 1 (cos ⁇ ) represented by the curve f is opposed. The second-order inertia force generated by the pendulum movement of the connecting rod R 'is counterbalanced by the frequency balancing force 2 (cos 2 ⁇ ) represented by the curve g . The resultant of these two balancing forces is shown in dashed lines by the curve i which opposes the initial alternating force n (superimposed for the comparison).
  • FIG. 8 specifies the position of balancing shafts and their number.
  • a double shaft fj allows the forces of first order f ⁇ and f - ⁇ by moving them on the plane of convergence of the forces F 1 and F 2 , as well as the resulting torque tilting r and r 'with the counter-shafts j 2 ⁇ and j -2 ⁇ by opposing F " a to the PMH and PMB of B and B.
  • the centrifugal force is supported on the B-B 'course in the opposite direction by the reversal of the balancing weights It may be noted that the crankshaft balances the centrifugal force Fc due the weight of the crankpin and a part of the connecting rods by the counterweight P and that the counterweight f ⁇ is on the same rotating shaft
  • the direction of the balancing force f ⁇ and f - ⁇ is a component of F a .
  • map F F ' has an angle ⁇ "with R a, which is the resultant of the forces F 1 and F 2 (FIG. 4 and 5).
  • FIGs. 9, 10, 11 and 12 are representations of the comparative dynamic aspect of two systems: connecting rod / crank (reference model) and toggle linkage to standards S.I (System International), with the exception of the abscissa of FIGS. 9 and 10.
  • FIG. 9 represents a diagram of the moments of three pairs unwound on a Carnot type motor time (isothermal expansion).
  • the second curve - in full line - the less ventrue, is developed after an isochoric phase (immobile piston) by the kinematic chain toggle.
  • the combustion pressure is the same as well as the stroke, the bore and the volumetric ratio.
  • the display of the effective 180 ° conversion phase makes it possible to reduce the number of cylinders, for the same engine coverage.
  • a specific feature of the toggle system, linked to the flat curve of the couple, is that their overlap creates peaks by addition, they must be juxtaposed, while on a rod / crank system the peaks reduce their overlap effect. Therefore, it is necessary not to use more than six cylinders with a small overlap, which, in the ideal value of 300 to 500 cm 3 unit for a fast engine, oscillates the cubic capacity of 1800 to 3000 cm 3 .
  • the rod / piston inertia of the toggle system at medium and high speeds, soften the peak torque and advantageously inflate the curve on approach to the PMB, in the restitution phase.
  • variable rate makes it possible to obtain a higher power at lower speed, by a "hyperfeed" in spontaneous ignition as in spark ignition, while having, at the same time, better performance at all speeds thanks to variable rate, engine capacity and isochoric phase
  • FIGS. 11 and 12 are abscissa curves of point A, PMH to PMB, as a function of the rotation angle ⁇ of the crank on a lathe.
  • A is at the same time assimilated to a geometrical point (axis of the piston) and to the piston itself.
  • dashed lines we have the system curve connecting rod / crank market already referenced in FIG. 9.
  • solid line the toggle system.
  • the angular positions of the AOE Avance Opening Exhaust strongly shifted with PMB which are respectively 180 and 220 °.
  • thermodynamic transformation by reducing the amplitude of the variations of the instantaneous torque, thus makes it possible to reduce the degree of cyclic irregularity of a unit (single cylinder) on the driving time.
  • FIG. 11 represents speed curves of the point A as a function of ⁇ on the angle ⁇ .
  • the reference model of the comparison is superimposed on the curve of the knee-link kinematic chain.
  • FIG. 13 is a vector representation of the angular displacements of the B "point on the complete cycle of a four-stroke toggle system during the 720 ° revolution distribution phases
  • the AOA defines the point from the Advance to the Opening
  • the piston stroke is carried out at 200 ° crankshaft and continues to the RFA after the PMB
  • the compression is effected by the PMB with 140 ° of crankshaft angle.
  • cycle Beau de Rochas or diesel it is followed by a really isochoric phase on 20 ° (hatched angle) itself followed by a conversion phase of 180 ° effective completed at the AOE after the PMB This fourth time continues beyond the PMH by Exhaust Closure Delay (RFE).
  • RFE Exhaust Closure Delay
  • FIG. 14 is a "real" two-stroke pressure / volume diagram of a four-stroke diesel quick-release system. Inside the curve 1 - 2 - 3 - 4 - 5 is superimposed the curve of the connecting rod / crank system. At first sight, the toggle system seems to be represented by a theoretical diagram. The instantaneity of the combustion corresponds here to a stop of the piston on an angle of rotation of the crankshaft so on a fifth time, locatable, represented here by a vertical, on a variation of pressure for the same volume. In hatching, there are two gains that strongly influence the yield.
  • the first one at the piston rise, from 1 to 2, is obtained by the reduction of the back pressure thanks to a reduced Combustion Advance (A.C.) compared to the crank / crank system.
  • A.C. Combustion Advance
  • RC Combustion Delay
  • the maximum pressure / pressure ratio effective average is advantageously reduced by an evolution of the combustion on the PMH
  • the end of the injection 4 of the isobaric phase is strongly shifted between the two systems, which is found at the tail of the combustion (RC) by a Combustion delay on the 4 - 5 slope.
  • FIG. 15 is a developed P / V diagram of a four-stroke two-stroke spark ignition cycle (compression-expansion).
  • the curve (g) corresponds to the work done by the compressed intake gases at the rise (-) and the descent (+) of the piston.
  • the sign A.C. represents the points of advance of the combustion of the two systems.
  • the hatched portion represents the gain obtained in back pressure by a reduction of the ignition advance and the isochoric phase.
  • it is the displacement of the maximum pressure on the P.M.H. which allowed this second gain.
  • the curve (h) is due to the combustion of gases.
  • the curve of the crank / crank system has significantly collapsed due to the need to position the maximum pressure after the P.M.H. to optimize the operation of this system.
  • the End of Combustion is represented by the points (F.C.).
  • FIG. Figure 16 shows a simplified model of the toggle system with its mechanical differences.
  • the very short rod used is integral with the piston (2) without articulation.
  • the latter can move in a cylinder of appropriate shape (spiral wound core), thanks to the kinematics which produces an alternating tilt of the same direction concomitant with the translational movement.
  • This feature allows, moreover, with a rectilinear translation of the piston (with articulation) to have a lateralized support of the latter and to avoid shocks of change of support to the P.M.H.
  • the piston without articulation, the piston no longer has support in its successive positions, so it is necessary to lateralize it by the overall geometry as a function of the dynamics of the system.
  • the low piston height can be further reduced with an HEADLAND L-type firestop segment by removing the crown.
  • the slight tilting of the piston to P.M.H. accompanied by too slight a progression entails a necessary lateral play between the P.M.H. and P.M.B. at the scraper segment. Limited to 0.3 mm, this game corresponds to the usual radial beat of this segment for a race of 80 mm.
  • the piston is guided in the cylinder by the surface between the firestop segment and the sealing segment.
  • FIG. 17 is a representation, with FIG 18 - 19 and 20, the rod R 'mounted on the crankpin (3) of the crankshaft. It includes the mechanical axes (6 and 7) of the rods L and R. The cavalry perspective allows us to see two of the four symmetrical parts in pairs that constitute the rod. These pieces (13) are assembled on the plane (21)., The reliefs (18) of the pieces (12) (FIGS 19 and 20) are tightly fitted by fitting on the assembly grooves (17).
  • FIG. 18 is a section of the two symmetrical parts (13) along the plane DD indicated in FIG. 17.
  • the geometric axes B and B ' indicate their situation in plan. They determine the position of the mechanical axes (6 and 7).
  • the screw (16) makes it possible to maintain the half-shafts (6 and 7) on the connecting rod L which does not comprise a disassembly cap and on the connecting rod R with a fork which likewise is not removable.
  • the holes (20) allow assembly with the other two parts (12) to form the assembly of the rod R '.
  • FIG. 19 is a perspective view of the part (12) which assembles with another piece (12) returned to 180 °. They enclose the parts (13) by the recesses (19), the reliefs (18) and the grooves (17) and the connecting rod bearings on the crankpin.
  • the holes (24) align with the holes (20) of the pieces (13) for screw connection.
  • the pieces (12) are assembled together by a screw at the hole (23).
  • a recess (22) is arranged to provide a sufficient articulation angle to the rods L and R.
  • FIG. 20 is a plan view of the workpiece (12) in the direction BB of the view of the observer.
  • FIG. 21 shows two superimposed sections perpendicular to the crankshaft axis of a connecting rod / crank system and a toggle system. These cuts are compared in terms of size.
  • the common yoke (25) is shown on the motor frame (4) with the cylinder (1). In hatched we find all the mechanical axes of the kinematics to toggle.
  • a 3 and B 3 represent the geometric axes of the connecting rod / crank system.
  • the dashed housing (26), to which is attached the lower housing (29), is assembled on the plane (31) which comprises the journal (27) of the crankshaft.
  • the cylinder block (dashed) (32), the rod / crank system and solid line of the toggle system are substantially the same size for the same stroke and the same bore.
  • the false housing (26), solid line maintains these axes and helps to stiffen the engine block on its dynamic supports.
  • the housing (29), solid line, will have scoops mounted on the connecting rod R to remain “wet” or, differently, be converted into a "dry” housing.
  • FIG. 22 shows a schematic cross section of an engine block with the kinematics of the parts from two positions of the point 0 .
  • a support-pad (32) which corresponds to a sliding pivot of transverse curve finds a significant variation in position and moves the toggle system relative firstly to the crankshaft and its drive rod and secondly to the cylinder frame.
  • the skid support is taken in a curved slider (39) which fits on the lower part of the engine block (4). It comprises a curved rack (33) on which the toothing (34) of the drive shaft drives in conjunction with the toothed wheel (35) driven itself by the screw (36) which, via the pin (37) ) is rotated by the electric motor (38).
  • the stroke of the piston head of the piston around the point 0 itself varies according to the ratio of the tangential thrust of the crank / crank drive system (angle ⁇ 'and ⁇ ") .
  • the position of the virtual center ( 0 z ) of the curved slide determines the variation ( v ) of the volume of the chamber at the PMH concomitantly with the variation of stroke from l to l,
  • This connected relation makes it possible to obtain a constant rate on a variation of the displacement or, by inverse reason, an increase in the displacement with a reduction in the compression ratio, contrary to what is achieved by achieving a vacuum at the intake at low load spark ignition.
  • FIG. 23 we have a representation of the actuator that transforms the rotation of the axis (37) into a movement of the part (32) around the virtual axis 0 z.
  • the first kinematic link is provided by a meshing screw (36) and toothed wheel (37).
  • the latter secured to the mechanical axis (47) transmits its rotational movement to the toothed wheel (34) which rolls on the toothing (33) of the curved rack of the support-pad (32) of the geometric axis 0 .
  • This axis is materialized by the relief (40) with, in the alignment of 0 , a hole for inserting the mechanical axis of the foot of the connecting rod of the toggle joint.
  • FIG. 24 shows a longitudinal section of a multi-cylinder engine block with toggle system.
  • the curved sole (39) on which slides the piece (32) support of the open leg of the connecting rod R of the toggle joint.
  • This piece resting on the reliefs (46) of the engine block and on the sole (39), slides on the surfaces (43 and 44). It comprises, machined in the mass, the rack (33) and the lateral guide reliefs (45) and the recess (40) of installation in which is adjusted, tight heat, the mechanical axis (42).
  • the head of the rod R also forked, freely encloses the head of the connecting rod L.
  • the connecting rod L is articulated to the piston by the axis ball joint connection in the cylinder (1).
  • the actuator shown in FIGS. 22, 23 and 24 is driven by the motor (38) which is itself controlled under the action of the accelerator via an electronic management which supports all the parameters necessary for the adaptation of the displacement, the rate, the boost ratio, in advance, the volume of fuel injected, the variation of cooling, etc.
  • the drive motor (38) requires little energy by aligning the push rod R which is virtually on the virtual axis 0 z of the curved slide sole (39) at the maximum pressure of combustion.
  • the variations of the tangential thrust on the angle ⁇ ' are accompanied by a reduction in the thrust force due to the pressure of the combustion gases.
  • the ratio is still 55, whereas it was 214 at the PMH.
  • the second meshing with screw and toothed wheel allows a second reduction which can be greater than 10
  • the stroke of the point 0 being reduced to 1/8 of a turn around 0 z, it is possible to have a gear ratio on the motor shaft greater than 2 ⁇ 10 3 which allows, with a drive motor (38). turning at 4,000 rpm, from idling, with a minimum displacement, to a maximum displacement in less than 3 seconds.
  • a more appropriate gear 200 thus requiring a driving torque greater than 1/200 of the maximum instant torque, allows the same drive speed, for maximum variation of the engine in a few tenths of a second.
  • the applications of the invention relate to fast spark ignition or diesel engines, four or two times, and by extension the slow engines of high displacement. With a reversed direction of rotation, it is like compressor that it can be used.

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Description

  • L"invention concerne un mécanisme de cinématique qui permet de transformer un mouvement de translation alternatif en rotation continue de l'arbre de sortie. Elle s'applique aux presses, aux pompes et plus spécialement aux moteurs à combustion.
  • Le système bielle/manivelle habituellement utilisé permet d'obtenir cette transformation du mouvement du piston, cependant l'encapsulisme obtenu (cylindre-piston), pour contenir la pression de la combustion et la mécaniser dans la phase de conversion, ne permet pas au cours de son évolution géométrique d'optimiser la transformation thermodynamique. En effet, le temps nécessaire à la combustion n'est pas pris en compte dans les variations de volume de la chambre, aussi, il doit nécessairement déborder sur les phases de compression et de détente, ce qui fait naître une contre-pression à la montée du piston et, au delà du Point Mort Haut (P.M.H.), une baisse de pression à l'achèvement de la combustion par l'agrandissement du volume de la chambre à la descente du piston. Cette dernière particularité est exploitée en allumage commandé par l'ajustage de l'avance du point d'ignition, afin d'obtenir, à la pression maximale de combustion, un volume différent de la chambre jusqu'à plus de 20° après le P.M.H.et, de ce fait, un taux de compression variable dans le but d'empêcher le cliquetis lors des variations de régime et de charge avec un rapport volumétrique (ε) initial volontairement « trop » important.
  • Une deuxième solution pour assurer le maintien d'une pression maximale de combustion, lors des variations de charge, consiste à recycler les gaz brûlés (E.G.R.) dans des proportions difficilement supérieures à 40 %. Cependant, le maintien de la qualité de la combustion nécessite une stratification difficile des couches et la proportion ne répond pas à l'échelle de variation (de 0,2 à 0,9) du volume d'admission de gaz frais entre un ralenti et une pleine ouverture.
  • Une troisième solution, mécanique cette fois, consiste à modifier le rapport volumétrique en faisant avancer plus ou moins le piston dans la chambre au P.M.H. Les solutions connues sont nombreuses : BICERI -HISPANO etc. ou plus récemment SAAB (S.V.C.) et le MCE 5.
  • La solution mécanique présente l'intérêt d'assurer des variations importantes du volume de la chambre au P.M.H., ce qui permet d'obtenir un bon rendement avec une faible charge et d'offrir aussi la possibilité de développer de fortes puissances sur un rapport volumétrique très bas associé à une forte suralimentation, aussi bien en diesel qu'en allumage commandé. Parallèlement, une réduction du bruit de fonctionnement peut être obtenue au ralenti ou encore une meilleure combustion par le maintien d'une compression élevée en charge partielle qui permet d'augmenter la température et de réduire les imbrûlés en allumage spontané avec turbo.
  • Le système bielle/manivelle connu s'il peut obtenir, grâce à des apports mécaniques complémentaires, une pression optimale de combustion sur les variations de charge, il ne peut pas satisfaire le besoin de ménager un temps pour la combustion, pas plus que pomper juste la quantité d'air nécessaire aux besoins d'utilisation. Au mieux, avec des soupapes à commande magnétique ou mécanique à levée variable, en créant une dépression uniquement localisée dans le cylindre, on obtient la réduction de la charge et une phase de restitution de l'énergie de pompage à la remontée du piston. Cependant, ce système maintient les mêmes pertes mécaniques, comme les systèmes MILLER et ATKINSON, par les déplacements piston/cylindre et crée, par la rigueur absolue nécessaire au dimensionnement des sections de passages soupape/siège, à étanchéité cylindre/piston et au système d'injection (tenant compte des dispersions de fabrication et de réglage), une disparité accentuée du moment et du temps de combustion ainsi que des pressions entre cylindres qui en résultent. L'allumage et l'injection séquentiels pallient, en partie, à ces deux difficultés mais ne peuvent pas équilibrer le volume de la charge d'air qui doit être obtenue par un ajustage très fin et différencié de la hauteur d'ouverture des soupapes, soit nécessairement par une gestion des levées, elles aussi, séquentielles. Ainsi les facteurs de disfonctionnement s'ajoutent, interagissent et se confondent, aussi il devient difficile de les dissocier par l'analyse et d'agir sur le bon paramètre afin d'obtenir une parfaite régularité cyclique sans avoir à se positionner, par anticipation, toujours en dessous des valeurs optimales.
  • Au regard de l'analyse succincte de l'état de la technique, l'invention permet de répondre à plusieurs des difficultés énumérées. Ainsi, l'aménagement d'un temps pour la combustion, par une intermittence introduite dans le parcours du piston, permet de réaliser une phase isochore REELLE au P.M.H., ce qui supprime une grande partie ou la totalité de la contre-pression à la montée du piston. Cette particularité permet aussi d'obtenir la pression maximale de combustion au tout début de la phase de conversion, lors de la détente, pour un moteur à allumage commandé, ou de réduire la phase dite « à pression constante » d'un moteur diesel dans la limite de la résistance structurelle des éléments concernés.
  • La deuxième difficulté qui consiste à adapter le rapport volumétrique à l'importance du volume d'air admis, bien que satisfaite par différentes solutions mécaniques, n'a pas de réponse simple et économique. La nouvelle chaîne cinématique (que nous appellerons système à genouillère), par ses particularités développées pour obtenir la phase isochore, offre accessoirement une réponse avec relativement peu de moyens pour la mettre en oeuvre.
  • La troisième difficulté qui consiste à faire varier le volume d'air admis sans perte par pompage et sans perte par frottement pour un balayage inutile de la segmentation du piston dans le cylindre est résolue par la possibilité donnée au piston de réduire sa course au tiers de sa valeur maximale. Ce qui correspond en volume d'air à un ralenti légèrement haut maintenu habituellement en équilibre par les forces résistantes. Pour contenir l'emballement sans les pertes habituelles sur ce volume d'admission, il devient possible de fournir un travail utile en fonctionnant à une pression maximale de combustion.
  • L'analyse de la courbe de la course du piston sur 360° de vilebrequin (FIG. 10) permet de mettre en exergue des singularités du mécanisme proposé : les signes Δ sont les repères de début et de fin d'injection diesel, autour du P.M.H., d'un système à bielle/manivelle sur la courbe -en pointillés-. Les signes ∇ sont les repères à même hauteur de piston sur la courbe du système à genouillère -en trait plein-. Sur la courbe du système à genouillère, pour le début de l'injection, le repère φ est sensiblement sur le même angle (Δ) de vilebrequin que sur le système bielle/manivelle. Pour la fin de l'injection, le repère φ est cette fois sur la même hauteur (Δ) que celle du système de la comparaison. L'injection directe se fait sur 40°: 25° avant le P.M.H. et 15° après, sur le modèle de référence. Sur le système à genouillère, l'injection commence donc aussi avec sensiblement le même calage (<25°) mais avec une pression et une température plus favorables au raccourcissement du délai d'auto inflammation et à la qualité de la combustion (niveau de compression). L'injection plus lente, donc éventuellement avec des trous d'injecteurs plus fins pour une même très forte pression, s'achève avantageusement après 63°, soit avec 23° de plus que pour un système à bielle/manivelle pour un même volume de combustible injecté. Sur ce même repère, les hauteurs des pistons sont identiques et la pression de la combustion qui se poursuit est maintenue élevée plus longtemps par une détente lente du système à genouillère et libérée à l'A.O.E. (Avance Ouverture Echappement) avec 30° de plus d'angle de vilebrequin pour encore une même hauteur de piston (sachant qu'une descente rapide du piston fige certaines réactions de combustion).
  • Ainsi, en inflammation spontanée, il est possible de répondre à toutes les exigences qui vont dans le sens de la réduction des oxydes d'azote, des fumées et de la consommation spécifique.
    1. 1. La durée totale d'injection a été augmentée de plus de 50 %.
    2. 2. La vitesse de combustion a été augmentée artificiellement par un arrêt du piston au P.M.H.
    3. 3. Le taux d'introduction du combustible pendant la remontée du piston a été considérablement réduit et la pression des gaz a été augmentée au départ du P.M.H. (rendement thermodynamique à volume constant).
    4. 4. La durée d'injection plus longue après le P.M.H. a autorisé l'injection d'un volume de combustible plus grand et croissant pendant cette phase, particulièrement appréciable en hyper alimentation.
    5. 5. La position plus haute du piston au début de l'injection, en réduisant le délai, a permis de limiter l'importance du flux thermique et des émissions de NOx, par le fait que la vitesse de réaction est très sensible à la température qui a une influence exponentielle sur le délai physique et chimique de l'auto inflammation, conformément à la formule d'Arrhenius.
    6. 6. L'ajustage du volume d'air au volume du combustible à injecter, avec le choix d'un taux approprié, a permis de conserver une température optimale de la chambre à régime moyen, d'éviter les pertes de rendement par excès d'air et de réduire les émissions d'oxydes d'azote.
    7. 7. Le taux variable a permis l'usage d'une hyper alimentation par turbo classique et turbo électrique de type TURBODYNE, en dérivation, avec un taux très réduit en préservant la facilité de démarrage et la qualité de fonctionnement à faible régime.
    Les moyens mis en oeuvre pour obtenir ces avantages consistent en un mécanisme de transformation d'un mouvement de translation alternatif en rotation continue, constitué d'une chaîne cinématique utilisée avec toutes les variations de dimensionnement des pièces et de positionnement des liaisons à l'usage de pompes et de machines industrielles dont les presses et de démonstrateurs/moteurs. Cette chaîne cinématique comprend trois bielles articulées sur un axe commun dont une s'intègre dans un système bielle/manivelle, la deuxième s'articule par son pied sur l'entrée ou la sortie du mouvement, éventuellement sur un piston en translation, et la troisième pivote par un axe en appui sur le bâti. Cet attelage mécanique évolue remarquablement en des chaînes cinématiques différentes selon la géométrie d'ensemble classées en deux groupes distincts connus. Le premier met sensiblement en ligne deux des trois bielles entre la manivelle et l'appui en translation d'entrée ou de sortie du mouvement d'animation en utilisant la troisième bielle flottante pour le guidage de l'articulation entre les deux bielles de transmission. Nécessairement, dans un tel montage, la bielle de manivelle est toujours poussée entre la force d'entrée et la force résistante. Le deuxième groupe, très commun à l'usage de presses et de pompes, met sensiblement en ligne la bielle d'appui sur le bâti avec la bielle liée au mouvement de translation d'entrée ou de sortie de puissance. Cet assemblage constitue une genouillère qui est animée par la troisième bielle liée à la manivelle. La mise en ligne des bielles de la genouillère permet de multiplier très fortement la puissance d'entrée du système bielle/manivelle, sur le modèle de la pince-étau, permettant aux presses et machines à poinçonner d'utiliser des moteurs d'entraînement de puissance relativement faible. A « l'effet genouillère » s'ajoute "l'effet de pilon" lié aux masses en mouvements alternatifs. Ce dernier est de plus amplifié par la position latérale mais aussi plus particulièrement décalée de la manivelle par rapport à l'axe de flexion de la genouillère. Cette disposition, connue, permet à une presse de soulever la matrice lentement pour permettre la manipulation des tôles, par exemple, et d'avoir une accélération vive et une grande vitesse pour l'effet pilon à l'emboutissage sur un temps donc plus court que pour l'autre sens de la translation. Différemment le temps d'admission d'une pompe peut être, avec la même cinématique, plus court pour une pompe noyée que celui de refoulement qui demande une force plus grande et l'inverse pour une pompe aspirante. Ainsi la puissance nécessaire au travail est réduite pour une phase et augmentée pour l'autre afin de réduire et de réguler le besoin en puissance d'entrée. Contrairement au système du premier groupe, le système à genouillère du deuxième groupe tel qu'il vient d'être décrit peut fonctionner à bielle de manivelle poussée et/ou tirée. Pour assurer un ralentissement suffisamment important de la translation alternative du piston d'un moteur au PMH afin de se rapprocher du diagramme théorique de la combustion nous trouvons un système du "premier groupe" qui permet de superposer deux PMH (alignement de trois axes d'articulation) de deux couples d'éléments de la chaîne cinématique ayant pour effet de distendre le temps ou l'espace pendant la progression du piston autour du point mort haut qui subsiste toujours en un point. Ici la bielle à trois axes pour assurer la superposition des deux points morts hauts est celle flottante du bâti (brevet DE 27 34 715 A de SCHERF GEB KINDERMANN EVA). Une bielle à trois axes d'articulation a été également utilisée dans le système de ce même premier groupe par F.E.V.. Cette bielle est celle du piston. Pour arrêter réellement le piston, sur un mouvement continu de la manivelle et en intervenant dans la chaîne cinématique, seule une croissance ou décroissance d'un mouvement s'opposant à une même évolution de même valeur et de signe contraire assure le temps mort recherché. Cette condition est également nécessaire au "deuxième groupe" qui utilise la superposition de deux PMH, celui de la genouillère par l'alignement de ses deux bielles à celui du système bielle/manivelle. Même un décalage des PMH ne permettrait que la superposition d'un mouvement décroissant positif à un mouvement croissant négatif ou inversement. Ainsi la superposition des points morts hauts amène, pour les groupes un et deux, l'inconvénient d'une progression lente,trop large autour de ce point, sans réel arrêt, préjudiciable par l'augmentation des échanges thermiques de la combustion avec les parois dans ces limites extrêmes de ralentissement, et des accélérations et vitesses trop importantes sur le reste du parcours autour du points mort bas. Le mécanisme proposé se distingue dans la disposition dite à genouillère par la bielle (R') de manivelle, très courte, constituée de quatre pièces identiques deux à deux (12 - 13) qui enserrent des coussinets autour du maneton de la manivelle et qui pénètrent latéralement de part et d'autre de leur tête les deux autres bielles (L et R) par des demi-axes. Dimensionnée à la même longueur d'entre axes que la manivelle cette bielle peut, à elle seule, assurer l'arrêt du mouvement. Légèrement plus longue, elle permet un ralentissement autour du PMH et une accélération autour du Point Mort Bas (bielle tirée). Cette bielle est remarquable par le fait qu'elle comprend trois axes d'articulation (B - B' -B"), un pour le maneton et deux distincts pour les bielles (L et R), et par le fait que son basculement autour du PMH, alors que distinctement les bielles (L et R) ne sont pas en alignement, superpose un déplacement croissant négatif de (B') à un déplacement croissant positif de (B), de même valeur, qui assure l'immobilisation de (A), sur 20° de manivelle, et sa progression relativement rapide après cette intermittence. A cela, d'une manière avantageuse, la bielle (R') est tirée sous la poussée du point (A) sur la genouillère, avec un angle réduit entre les deux bielles (L et R). La genouillère n'est donc pas en extension en fin de course, ce qui permet spécifiquement le déplacement de l'axe d'appui (O) sur le bâti autour d'un point virtuel (Oz), situé sensiblement sur la position du point (B') en fin de course (PMH), pendant le fonctionnement du mécanisme, ceci, afin de rendre variable l'amplitude de la course de (A) sans dépasser la position limite de l'alignement des bielles de la genouillère qui formerait une courbe de parcours en dos de chameau.
  • A cela, pour une variation de la course, l'axe de la genouillère (0) est pris sur le bâti par l'intermédiaire d'un patin (32) à denture (33) monté sur une glissière courbe (39) qui le fait progresser autour d'un axe virtuel (Oz) par la rotation engrenée d'un arbre denté (47) lui même entraîné par un engrenage irréversible à vis sans fin; la position de (Oz) assure concurremment la variation du rapport volumétrique et la variation de la longueur de la course du piston.
  • Le mécanisme est constituée, dans une version différente, par un piston faisant corps avec la bielle ainsi que par un cylindre de forme torique à courbure spiralée qui lui est associé.
  • La cinématique comprend des arbres d'équilibrage (g2ω et g-2ω) FIG. 8 à calage variable dans une disposition particulière avec un contre-arbre jumelé au vilebrequin (fω et f-ω), pour obtenir un alignement sur les forces de premier ordre et les annuler par une poussée à contre sens.
  • Avec un système bielle/manivelle à allumage commandé et à taux variable, utilisé à la limite du cliquetis, le réglage prédominant de l'avance ou du rapport volumétrique détermine dans l'élévation poly tropique de la pression maximale (calée de10° à plus de 20° après le P.M.H.) la part qui revient à la compression mécanique est celle qui est fournie directement de la combustion (donc pour une même pression un état plus ou moins avancé de la combustion).
  • Sous l'influence de ces deux paramètres, la position de la pression maximale d'optimisation du rendement varie en fonction de leur prédominance. Ainsi, si la pression maximale est obtenue plus par l'augmentation du rapport volumétrique, celui-ci permet, avec une avance réduite, d'initier favorablement la combustion dans un milieu confiné, avec une température élevée favorable à l'oxydation et dans un faible volume. La combustion qui alors évolue davantage (après le P.M.H.) dans un espace en extension trop rapide, se termine dans des conditions peu favorables à son achèvement, ce qui est à l'origine de la formation de monoxyde de carbone. Cet inconvénient majeur détermine la limite de l'utilisation d'un taux qui, très élevé, permettrait de décaler plus complètement la combustion sur la descente du piston (ε: plus grand - pression maximale égale). A l'inverse, si la pression maximale identique est obtenue avec un taux relativement faible et une avance importante, la combustion réalisée en grande partie avant le P.M.H. se retrouve en opposition avec la partie brûlée en phase de conversion pendant la descente du piston. De ce fait, le rapport pression maximale /pression moyenne efficace (P.M./P.M.E) augmente défavorablement. De plus, les mauvaises conditions pour réaliser l'ignition rendent la combustion très erratique et allongent sa durée, ce qui est générateur de NOx, et d'HC (hydrocarbures). Ces limites, avant et après le P.M.H., sont directement influencés par la durée nécessaire à la combustion et par la position du piston qui infèrent sur sa qualité du début à son achèvement.
  • A l'inverse du système bielle/manivelle limité dans ces deux situations extrêmes qui présentent chacune des avantages importants mais incompatibles avec certaine contraintes d'utilisation, le système à genouillère permet d'initier la combustion dans un milieu dense et à bonne température (position du piston) tout en ayant un taux relativement peu élevé, une haute pression maximale (produit de la combustion), peu ou pas de contre-pression et une fin de combustion à plus haute température. Ces avantages, pour rappel, sont dus à la phase isochore et à la faible progression du piston autour d'elle.
  • En effet, la combustion atteint un stade d'achèvement plus avancé sans les montées intermédiaires en pression et température, inhérentes au déplacement du piston qui, dans un système bielle/manivelle, vient habituellement réduire la chambre, alors que la pression maximale est atteinte sous un plus grand volume pour sensiblement la moitié de la charge brûlée. Ce pic de surpression mécanique de la charge pendant la combustion tend à réduire le délai d'auto inflammation qui est sensible à ce paramètre et à la température, alors que la vitesse de la combustion n'est sensible qu'à cette dernière. Les conditions favorables qu'offre la phase isochore à la combustion permettent de brûler plus de charge pour la même pression maximale au P.M.H.(ε plus petit) mais aussi d'augmenter ce maximum. Par ailleurs, les turbulences introduites par différents mouvements d'air, particulièrement favorables à la vitesse de combustion, sont maintenus en durée sur un même cycle de 360° et l'allongement de la durée de l'admission >200° permet d'induire plus de dynamisme tournant à la charge admise, sans en augmenter les pertes.
  • Les échanges thermiques avec les parois étant dépendants de l'importance des surfaces exposées, de la durée, et de l'intensité des flux thermiques, au regard des particularités du système à genouillère, nous constatons avec des conditions d'ordre physico-chimiques plus favorables à l'allumage (densité des gaz - dispersion - température - oxydation) que d'une part la durée de la combustion et la surface totale exposée tendent à diminuer au départ de la combustion et à son achèvement en raison de la hauteur du piston, et d'autre part que, à charge égale et à pression égale, le flux thermique maximal, s'il est identique, se trouve nécessairement dans un même volume et une même surface pour un même alésage. La durée « en temps » raccourcie de la combustion qui n'a plus la même valeur en degré Vilebrequin (°V.) peut être ajustée favorablement par un appauvrissement du mélange (<<1) qui habituellement entraîne des retards d'avance par rapport à l'optimum recherché (puissance, rendement et pollution). En effet, la descente lente du piston sur un angle important de vilebrequin correspond, en se référant au temps en °V. d'un système bielle/manivelle, a une combustion plus rapide. De plus, l'effet « starting-block » de la phase isochore, par le maintien de l'évolution de la combustion sur le P.M.H., efface fortement les disparités entre cylindres qui peuvent habituellement atteindre 40° de décalage en mélange pauvre, ce qui peut déplacer la pression maximale très bas sur la descente du piston à partir du calage moyen initial.
    • La FIG. 1 représente schématiquement la cinématique du mécanisme à genouillère et du système bielle/manivelle d'entraînement.
    • La FIG. 2 représente les relations entre B", B et B' autour du P.M.H. dans les repères d'une grille de positionnement.
    • La FIG. 3 représente l'assemblage des pièces mécaniques qui reconstituent la chaîne cinématique du schéma de la FIG. 1 à l'intérieur d'un bâti-moteur.
    • Les FIG. 4 et 5 représentent la direction des forces d'inertie alternatives aux P.M.H. et P.M.B.
    • Les FIG. 6 et 7 représentent les composantes et les résultantes des forces alternatives mises en opposition.
    • La FIG. 8 représente la disposition et l'orientation des forces centrifuges d'équilibrage en opposition aux forces d'inertie générées par les pièces mécaniques de la chaîne cinématique.
    • La FIG. 9 représente des courbes superposées de couples instantanés de la chaîne cinématique sous la poussée du piston et celle d'un système bielle/manivelle.
    • Les FIG. 10, 11 et 12 représentent respectivement des courbes de courses de vitesse et d'accélération du point A.
    • La FIG. 13 représente un diagramme de distribution sur 720°.
    • La FIG. 14 représente deux diagrammes « réels » superposés d'un cycle quatre temps diesel.
    • La FIG. 15 représente deux diagrammes développés « réels » superposés d'un cycle quatre temps à allumage commandé.
    • La FIG. 16 représente un assemblage mécanique simplifié de la chaîne cinématique de la genouillère.
    • Les FIG. 17, 18, 19 et 20 représentent les pièces mécaniques qui composent la biellette R'.
    • La FIG. 21 représente en superposition deux coupes transversales de blocs moteurs, un à bielle/manivelle, l'autre à genouillère.
    • La FIG. 22 représente schématiquement la chaîne cinématique à genouillère avec le glissement du point 0 et l'aspect structurel du bloc moteur.
    • La FIG. 23 représente le mécanisme d'entraînement du point 0.
    • La FIG. 24 représente le support du point 0 dans une coupe longitudinale du bloc moteur.
  • La chaîne cinématique à genouillère à mouvements plans avec son paramétrage, représentée schématiquement (FIG. 1), comprend une liaison pivot-glissant d'axe en A le long de l'axe X. Cette liaison est matérialisée dans la construction mécanique par un cylindre dans lequel glisse un piston articulé à une bielle L. Le reste des assemblages mobiles sont des liaisons-pivots. En B s'articule la bielle L et en B' la bielle R de la genouillère qui, à son tour, s'articule sur 0. Un système d'entraînement bielle/manivelle est adjoint à cette première cinématique. La rotation (trace c) du maneton représenté par B" autour de 0' manoeuvre la genouillère par l'intermédiaire de la biellette R' qui s'articule distinctement sur les deux bielles de la genouillère, en B par la bielle L et en B' par la bielle R. Deux positions, aux P.M.H. et P.M.B., sont représentées avec le déplacement du point A. Les points colinéaires A - A', A1 - A', sur l'axe X et les points B - B', B1 - B'1 sur les traces c' - c" définissent dans ces positions les mouvements de la cinématique du P.M.H. au P.M.B., suite au déplacement de 0 en 0 1 autour de 0 "grâce à un système d'excentrique à secteur denté et vis. La rotation de R" modifie le rapport volumétrique de la chambre. Les angles β et α' établissent la relation trigonométrique d'une partie de la chaîne. La vitesse angulaire ω indique le sens de rotation. Sur Y est indiquée la position de 0 1 par rapport à l'intersection 0 d'X et Y.
  • La FIG. 2 complète les détails de la chaîne cinématique au niveau du point d'articulation B qui comprend deux axes distincts confondus sur la FIG. 1 (B - B'). Trois points a b c, pris à 20° d'intervalle entre chacun sur le parcours de B" autour de 0' (trace c), permettent de définir les relations géométriques particulières entre la position de B" et respectivement de B et B'. Du déplacement de B" sur la trace c, ces trois points (a b c), centres d'arcs de cercles de même rayon (B'- B"), correspondent les points a' b' et c' sur la trajectoire du point B'(t) sur la trace c". Ces points définissent les instants de B' autour du P.M.H. Excentré par rapport à B' sur la biellette R', l'axe B décrit avec les déplacements de la biellette une rotation autour de B' (trace c 1 ). Issues de la grille d'ordre de positionnement de B' sur la trace c", qui a pour intersection sur les arcs les points a2 d2 - a2 c2 et b2 c2, les positions a' b' c' ont pour corollaire les positions des points c1 - b1 et a1 par la relation entre B et B'. Le déplacement de B" de b à c et de la biellette R' maintient en c1 - b1 le point B, alors que le point B' sur la trace c' se déplace de b' à c'. De ce fait, le point A conserve la même position. L'immobilité de A sur ses 20° de parcours de B" est quasi parfaite. Son mouvement est intermittent.
  • La FIG. 3 représente l'ensemble des éléments mécaniques de la chaîne cinématique à genouillère schématisée dans les figures précédentes. Le bloc moteur (4) de type « plan ouvert » constitue le bâti. Le cylindre rapporté (1) en coupe dans son encastrement est centré sur l'axe X. Le piston (2) comprend un axe mécanique (5) sur l'axe géométrique A", sur lequel pivote la bielle L qui est prise sur l'axe mécanique (6) au point géométrique B de la biellette R'. L'axe (3) est un maneton du vilebrequin qui tourne autour des tourillons (27). En (10) nous trouvons la masse d'équilibrage habituelle du vilebrequin avec en (11) des bouchons de métal lourd. Le vilebrequin, par l'alignement proche de l'axe X sur la trajectoire de B, permet de réduire son entraxe de manivelle 0'-B" correspondant aux axes des tourillons et des manetons dans les proportions inverses à l'augmentation de l'angle de vilebrequin obtenu pour la détente. Soit : course/2 x 180/220. Ainsi, pour une course de 80mm, nous obtenons un entraxe de 32,7mm, qui permet d'obtenir parallèlement une poussée réduite par l'effet de renvoi des forces tangentielles et également un vilebrequin proportionnellement plus rigide. De plus, les manetons, aussi larges que pour deux bielles-pistons d'un moteur en V, prennent moins de charge par la poussée des gaz mais avec des forces inertielles sensiblement égales. Le carter (14) à ouverture latérale donne accès à l'équipage mobile qui est monté sur le plan de joint (15) par le vilebrequin et par le système à excentrique qui pivote sur (0"). L'axe mécanique (8) sert d'appui pivotant à la bielle R de la genouillère dans les positions successives qui peuvent être prises sur la trace (9) pour modifier la position du piston au P.M.H.
  • Les FIG. 4 et 5 représentent l'aspect dynamique de la chaîne cinématique au P.M.H. et au P.M.B. avec l'orientation des forces d'inertie alternatives dans un repère cartésien X - 0 - Y. Ces forces, recentrées en deux points A et B, pour simplifier l'évaluation, prennent deux directions : en F1 pour A et en F2 pour B dans la FIG. 4. Le point A concentre la masse du piston et une partie de la masse de la bielle L. Le point f1 indique la poussée inertielle dans l'axe de la bielle L et f0 la force de réaction du bâti sur le point d'appui de A au changement d'orientation sur l'axe X (F1). Le point B, pour sa part, concentre la force centrifuge F5 et les forces inertielles F2, F3et F4 d'une partie du poids des bielles R' L et R dans leur mouvement de balancier. La direction F a indique le sens des contre forces alternatives utilisées et leur centrage par rapport aux forces inertielles F1 et F2.
  • La FIG. 5 représente la direction des forces alternatives F1 et F2 au P.M.B.(angle de parcours θ) depuis le P.M.H. ≅ 240°. Les deux vecteurs équipollents indiquent uniquement leur direction. Par une évaluation approximative du poids des pièces, les masses centrées en A et B sont supposées de même valeur. Elles subissent une contre force d'équilibrage dans la direction de Fa'.
  • La FIG 6 représente les abscisses du point A du P.M.H. au P.M.B., courbe D, pour une rotation continue de B" sur 360°. La courbe e correspond au parcours de B pour les mêmes valeurs maximales d'abscisse et d'ordonnée, X passant cette fois par le P.M.H. et le P.M.B. de B. La résultante des courbes e et d est représentée plus loin par la courbe n. Ces courbes périodiques non sinusoïdales de période 2π sont comparable à celle obtenue d'un système bielle/manivelle à axe de piston fortement éloigné de l'axe de manivelle. Leur somme se décompose en forces sinusoïdales équilibrées séparément. Les déplacements respectifs des bielles de la chaîne cinématique constituent des mouvements pendulaires et circulaires. L'ensemble compose des sinusoïdes de parcours qui s'ajoutent et se soustraient entre la rotation continue de B et la translation rectiligne de A. La première composante est issue de la rotation de B" donc sur sa fréquence. Les autres composantes sont de même fréquence ou de fréquence double sur cette période de 360°. Leur déphasage modélise la courbe résultante. L'immobilité de A au P.M.H. est due à la composante issue du mouvement de la biellette R' autour de B' qui ajoute le ventre de sa courbe, au point B, à la descente de B' sur la trace c" après son retournement de sens de parcours FIG. 2. Les composantes en opposition de phases s'annulent sur la trace c 1 , de plus de 20° de c 1 à b 1 , immobilisant B.
  • La FIG. 7 représente les deux courbes composantes f et g de la force d'équilibrage utilisée pour s'opposer aux forces d'inertie alternatives de la chaîne cinématique des FIG. 4 et 5. Ces forces d'opposition sont obtenues par des arbres d'équilibrage contre-rotatifs réalisés à partir d'entraînements et de dispositions connus. Aux forces de pilon d'ordre 1 s'oppose la force d'équilibrage de fréquence 1 (cos. α) représentée par la courbe f. A la force d'inertie d'ordre 2, générée par le mouvement pendulaire de la bielle R', s'oppose la force d'équilibrage de fréquence 2 (cos. 2α) représentée par la courbe g. La résultante de ces deux forces d'équilibrage est représentée en pointillés par la courbe i qui s'oppose à la force alternative initiale n (en superposition pour la comparaison). En opposition de phase et de valeur les courbes n et i donnent un résultat presque parfait. Il subsiste une résultante qui génère des accélérations inférieures à celles issues des forces de deuxième ordre d'un système bielle/manivelle avec un λ (manivelle/bielle = 0,31) soit en dessous des valeurs courantes acceptables. Cette imperfection est due à une prise en charge partielle de la composition de la fonction périodique.
  • Les particularités de la corrélation entre la phase isochore (immobilisation du point A) et les accélérations maintenues sur B', ne sont pas analysées pour évaluer leur impact. Cependant, la course de B' sur cette séquence est limitée à moins de 0,7 mm à l'échelle 1 de la FIG. 1 (course du piston = 73 mm) pour un angle de plus de 20° vilebrequin, ce qui est négligeable même avec les valeurs d'accélération et les masses concernées.
  • La FIG. 8 précise la position des arbres d'équilibrage et leur nombre. Un double arbre f-j permet, en plus des deux arbres habituels d'équilibrage des force de deuxième ordre (g2ω et g-2ω) d'un mono ou d'un quatre cylindres en ligne par exemple, de prendre en charge les forces de premier ordre fω et f-ω en les déplaçant sur le plan de convergence des forces F1 et F2 , ainsi que le couple résultant de basculement r et r' avec les contre-arbres j2ω et j-2ω en opposant F"a aux P.M.H. et P.M.B. de B et B'. La force centrifuge est prise en charge sur le parcours de B - B' en sens opposé par le retournement des masses d'équilibrage. On peut noter que le vilebrequin équilibre la force centrifuge Fc due au poids du maneton et d'une partie des bielles par le contrepoids P et que le contrepoids fω se trouve sur le même arbre tournant. La direction de la force d'équilibrage fω et f-ω est une composante de Fa. Le plan Fa F'a fait un angle α" avec Ra qui est la résultante des forces F1 et F2 (FIG. 4 et 5). De ces trois forces naît la résultante r' à laquelle s'oppose la force Fa"issue de j2 ω et j-2 ω. A l'opposé, au P.M.B., les forces F'1 et F'2 parallèles ont pour résultante R"a. A cette force s'oppose F'a (direction F'a et Fa) le même angle α" se retrouve entre ces forces antagonistes avec pour résultante la force r équilibrée.
  • Les FIG. 9, 10, 11 et 12 sont des représentations de l'aspect dynamique comparé de deux systèmes : bielle/manivelle (modèle de référence) et chaîne cinématique à genouillère aux normes S.I (Système International), à l'exception des abscisses des FIG. 9 et 10.
  • La FIG. 9 représente un diagramme des moments de trois couples déroulés sur un temps moteur de type Carnot (détente isotherme). En pointillés est représentée la courbe d'un système bielle/manivelle avec un alésage/course de 80/80, un λ manivelle/bielle de 0,352 pour une pression de combustion achevée au P.M.H de 100 bars (phase isochore d'un diesel) et une évolution à température constante, avec un rapport volumétrique de ε = 16,5. La deuxième courbe -en trait plein-, la moins ventrue, est développée après une phase isochore (piston immobile) par la chaîne cinématique à genouillère. La pression de combustion est la même ainsi que la course, l'alésage et le rapport volumétrique. Seul change l'angle de rotation de la manivelle entre le P.M.H et le P.M.B avec la variation de la force tangentielle de la poussée du piston. En conséquence, les aires de travail transformées restent isométriques. La troisième courbe -en trait plein- est issue du même système à genouillère avec les mêmes caractéristiques énumérées, sauf pour le rapport volumétrique (ε = 9,2). La comparaison laisse apparaître un gain important, sans atteindre la valeur du pic de couple du système bielle/manivelle (le travail de compression est à déduire pour en estimer le gain). La vitesse maximale inférieure du piston « tg » (tangente) fortement décalée déplace l'angle de transfert, cependant l'accélération progressive de la veine de gaz réduit la dépression dans la tubulure et le cylindre. L'admission bénéficie toutefois de l'inertie positive de la veine de gaz jusqu'au Retard de Fermeture de l'Echappement (R.F E.). Dans un multicylindre, l'étalage de la phase de conversion sur 180° effectifs permet de réduire le nombre de cylindres, pour une même couverture moteur. Un six cylindres à mécanisme à genouillère couvre sur deux tours (720°), l'équivalent de six temps moteur de 180 ou 1080°, soit ce que couvrirait un neuf cylindres à bielle/manivelle, c'est-à-dire 120 x 9 =1080° ou encore pour un quatre cylindres à genouillère 180 x 4 = 720°, ce que couvrirait un six cylindres bielle/manivelle, c'est-à-dire .120 x 6 = 720°, avec parallèlement des pics de couple réduits de plus de 40 %.
  • Une particularité spécifique au système à genouillère, liée à la courbe plate du couple, fait que leur chevauchement crée des pics par addition, elles doivent être juxtaposées, alors que sur un système bielle/manivelle les pics réduisent leur effet par chevauchement. De ce fait, on doit nécessairement ne pas utiliser plus de six cylindres avec un petit chevauchement, ce qui, dans la valeur idéale de 300 à 500 cm3 unitaire pour un moteur rapide, fait osciller la cylindrée de 1 800 à 3 000 cm3. Tout comme sur un système bielle/manivelle, les inerties bielle/piston du système à genouillère, à régime moyen et élevé, viennent adoucir le pic de couple et gonfler avantageusement la courbe à l'approche du P.M.B., en phase de restitution. La possibilité de réduire considérablement la masse du volant en maintenant une régularité cyclique de fonctionnement laisse entrevoir une rapidité « conceptuelle » du moteur à prendre des tours. Cependant, à la vue des FIG. 11 et 12, le régime moteur maximal doit être réduit de l'ordre d'un tiers, soit n = 4 500 tr/mn pour conserver les mêmes valeurs de vitesse et d'accélération instantanée des pistons. La vitesse moyenne (calcul habituel) reste sensiblement la même par rapport à un système bielle/manivelle (<106 %). Cette réduction du régime maximal fait que ces valeurs restent celles du moteur de série pris en référence (XU9J4 de P.S.A.). Cependant, la perte de puissance qui l'accompagne est effacée par le fait que le taux variable permet d'obtenir une puissance supérieure à régime inférieur, par une « hyper alimentation » en allumage spontané comme en allumage commandé, tout en ayant, parallèlement, un meilleur rendement à tous les régimes grâce, tout à la fois, au taux et à la cylindrée variables et à la phase isochore
  • Tout comme la FIG. 10, les FIG. 11 et 12 sont des courbes des abscisses du point A, du P.M.H. au P.M.B., en fonction de l'angle θ de rotation de la manivelle sur un tour. A est à la fois assimilé à un point géométrique (axe du piston) et au piston lui-même. En pointillés, nous avons la courbe du système bielle/manivelle du marché pris déjà en référence dans la FIG. 9. En trait plein le système à genouillère. A la vue des deux systèmes, nous observons les positions angulaires des AOE (Avance Ouverture Echappement) fortement décalées avec des P.M.B. qui sont respectivement de 180 et 220 °. Les deux repères des P.M.H. -sur la courbe en trait plein- ,en début et en fin de course, mettent en évidence la phase isochore -courbe plate- du système à genouillère et la forte progressivité de la course du piston qui la précède et la suit. Au regard de ces courbes comparatives, à l'analyse des figures suivantes et en se reportant aux courbes de couple instantané de la figure précédente, nous pouvons comprendre comment le pic de pression et de couple après le P.M.H. a pu être contenu et transformé, ce qui a nécessairement allongé le temps de détente pour conserver des valeurs acceptables d'accélération en fin de course. Ainsi, la courbe de couple de la phase de conversion a été modelée par une adaptation de la courbe de la course à la courbe de la pression. A une très forte pression des gaz de combustion est ajustée une très faible course du piston. En fin de course, à une faible pression, un déplacement rapide du piston assure la démultiplication de la transformation translation/rotation.
  • Cette amélioration de la transformation thermodynamique, en réduisant l'amplitude des variations du couple instantané, permet de ce fait de réduire le degré d'irrégularité cyclique d'une unité (monocylindre) sur le temps moteur.
  • La FIG. 11 représente des courbes de vitesse du point A en fonction de ω sur l'angle θ. En pointillés, le modèle de référence de la comparaison est superposé à la courbe de la chaîne cinématique à genouillère.
  • La FIG. 12 représente des courbes d'accélération du point A (pour la même vitesse angulaire ω = 472 rad/s (n = 4 500 tr/mn) en fonction de l'angle θ. Nous constatons à la vue des courbes x t , que le système à genouillère n'obéit pas à la même loi de mouvement avec des sauts de valeurs et des maxima d'accélération plus grands que sur la courbe gaussienne caractéristique du système de référence. Ces valeurs sont toutefois à comparer aux valeurs élevées obtenues autour du P.M.H. avec le système bielle/manivelle.
  • Les valeurs de vitesse et d'accélération les plus élevées du système à genouillère, FIG. 11 et 12, se portent sur la phase de remontée du piston correspondant à la compression et à l'échappement sur un quatre temps. Dans l'absolu, il n'y a pas de limite physique à la vitesse de la réalisation d'une compression autre que les moyens de sa réalisation et le pic résultant d'une valeur ∞. Cependant, la compression obtenue par le système à genouillère sur un angle de vilebrequin réduit ≤ 140° amène le piston à une vitesse instantanée élevée mais avec des accélérations relativement faibles. Ainsi, la remontée du piston qui comprime les gaz frais en fin de parcours, pour les plus hautes pressions, est plus douce que celle d'un système bielle/manivelle, donc avec un pic résistant moindre. Pour le temps d'échappement la bouffée d'échappement sonique à l'A.O.E. entraîne les gaz contenus dans la chambre comme sur un deux temps. Nous savons qu'il y a peu de pertes par la résistance des gaz restants à leur extraction de la chambre par pompage. Ce temps se trouve par ailleurs effectué à des vitesses de rotation moindres, ce qui conduit l'échappement à une valeur de durée supérieure en régime maximal à celle du système bielle/manivelle de référence. Aussi, le temps d'admission bénéficie d'une double durée d'allongement par la réduction du régime et par son étalement sur plus de 200° de vilebrequin.
  • La FIG. 13 est une représentation vectorielle des déplacements angulaires du point B" sur le cycle complet d'un quatre temps à système à genouillère lors des phases de distribution sur 720° de révolution. L'A.O.A. définit le point de l'Avance à l'Ouverture de l'Admission. La course du piston s'effectue sur 200° vilebrequin et se poursuit jusqu'au R.F.A.. après le P.M.B. La compression s'effectue du P.M.B avec 140° d'angle de vilebrequin. A l'image d'un cycle Beau de Rochas ou diesel, elle est suivie d'une phase réellement isochore sur 20° (angle hachuré) elle-même suivie d'une phase de conversion de 180° effectifs achevée à l'A.O.E. après le P.M.B. Ce quatrième temps se poursuit au-delà du P.M.H. par un Retard à la Fermeture de l'Echappement (R.F.E.).
  • La FIG. 14 est un diagramme « réel » pression/volume, sur deux temps, d'un diesel rapide quatre temps à système à genouillère. A l'intérieur de la courbe 1 - 2 - 3 - 4 - 5 est superposée la courbe du système bielle/manivelle. A première vue, le système à genouillère semble être représenté par un diagramme théorique. L'instantanéité de la combustion correspond ici à un arrêt du piston sur un angle de rotation du vilebrequin donc sur un cinquième temps, repérable, représenté ici par une verticale, sur une variation de pression pour un même volume. En hachuré, apparaissent deux gains qui influencent fortement le rendement. Le premier (e) à la montée du piston, de 1 à 2, est obtenu par la réduction de la contre-pression grâce à une Avance réduite de la Combustion (A.C.) par rapport au système bielle/manivelle. Cette dernière se fait essentiellement sur la phase isochore 2 à 3 et au-delà 3 à 4 à pression constante. Elle peut être réalisée sans avance dans les limites maximales admises d'une progression dp/dθ de 5 bars par degré de vilebrequin (α : angle de pente = pression/V.) afin d'éviter l'effet de cognement.
  • Ainsi, sur les 20° de vilebrequin de la phase isochore, la pression peut atteindre 100 bars, alors que la pression maximale est habituellement atteinte en moyenne 5 à 10° après le P.M.H. (diesel rapide - injection directe - n = 2 300 tr mn), le système à genouillère permet de la maintenir sur le même point (3), ce qui représente le deuxième gain (d).Une avance <20° de la combustion, courante sur un diesel rapide de ce type, génère avant le P.M.H. un dégagement calorifique de 35 % de la charge brûlée sur un cycle, dont une partie en perte, bien que cette avance réduite, pour satisfaire les normes anti-pollution, peut entraîner à son tour un fort Retard de Combustion (R.C.) par diffusion sur la pente (4 - 5) (jusqu'à 90° après le P.M.H.). Ce retard peut générer des imbrûlés dans l'angle de manoeuvre étroit de ce système. On observe qu'une plus grande partie du combustible a pu brûler en phase isochore, donc avec un rendement plus favorable, bien que le gradient (dP/dα) soit nettement plus faible, donc avec un écart angulaire plus grand entre le début de la combustion et la position de la pression maximale (voir présentation de la FIG. 10). La pression maximale plus élevée, grâce à la valeur avantageuse de dP/dα met moins en difficulté les structures qui bénéficient, de plus, d'une faible remontée du piston pendant cette phase de la combustion, avec un faible délai d'allumage et une réduction du pic de pression. La variation d'entropie a augmenté ainsi que la Pression Moyenne Efficace (P.M.E)., ce qui est à nouveau vérifiable dans la figure suivante, en allumage commandé. Le rapport pression maximale/pression moyenne efficace se trouve avantageusement réduit par une évolution de la combustion sur le P.M.H. La fin de l'injection 4 de la phase isobare se trouve fortement décalée entre les deux systèmes, ce qui se retrouve à la queue de la combustion (R.C.) par un Retard de Combustion sur la pente 4 - 5 de détente. Les repères 3 et 3' délimitent par la ligne en tirets (f) le travail potentiel de la phase isochore et de la phase isobare.
  • La FIG. 15 est un diagramme développé P/V d'un cycle quatre temps à allumage commandé sur deux temps (compression-détente). A la courbe du système à genouillère est superposée celle en pointillés du système bielle/manivelle. Les mêmes facilités de présentation que celles de la FIG. 14 ont été utilisées pour la comparaison. La courbe (g) correspond au travail fourni par les gaz d'admission comprimés à la montée (-) et à la descente (+) du piston. Le signe A.C. représente les points d'avance de la combustion des deux systèmes. En (e), la partie hachurée représente le gain obtenu en contre-pression par une réduction de l'avance à l'allumage et par la phase isochore. En (d) c'est le déplacement de la pression maximale sur le P.M.H. qui a permis ce deuxième gain. La courbe (h) est due à la combustion des gaz. La courbe du système bielle/manivelle s'est écrasée significativement par la nécessité qu'il y a à positionner le pression maximale après le P.M.H. pour optimiser le fonctionnement de ce système. Pour les deux systèmes la Fin de la Combustion est représentée par les points (F.C.).
  • La FIG. 16 représente un modèle simplifié du système à genouillère avec ses différences mécaniques. La bielle très courte utilisée est solidaire du piston (2) sans articulation. Ce dernier peut se déplacer dans un cylindre de forme appropriée (tore à enroulement spiralé), grâce à la cinématique qui produit un basculement alterné de même sens concomitant au mouvement de translation. Cette particularité permet d'ailleurs avec une translation rectiligne du piston (avec articulation) d'avoir un appui latéralisé de ce dernier et d'éviter les chocs de changement d'appui au P.M.H. Ici, sans articulation, le piston n'a plus d'appui dans ses positions successives, aussi il est nécessaire de le latéraliser par la géométrie d'ensemble en fonction de la dynamique du système. La faible hauteur du piston peut, de plus être réduite avec un segment coupe-feu en L de type « HEADLAND » par la suppression de la couronne. Cependant, le faible basculement du piston au P.M.H. accompagné d'une trop légère progression entraîne un jeu latéral nécessaire entre le P.M.H. et le P.M.B. au niveau du segment racleur. Limitée à 0,3 mm, ce jeu correspond au battement radial habituel de ce segment pour une course de 80 mm. Le guidage du piston dans le cylindre se fait par la surface située entre le segment coupe-feu et le segment d'étanchéité.
  • La FIG. 17 est une représentation, avec les FIG 18 - 19 et 20, de la biellette R' montée sur le maneton (3) du vilebrequin. Elle comprend les axes mécaniques (6 et 7) des bielles L et R. La perspective cavalière nous permet de voir deux des quatre pièces symétriques deux à deux qui constituent la biellette. Ces pièces (13) sont assemblées sur le plan (21)., Les reliefs (18) des pièces (12) (FIG. 19 et 20) sont ajustés étroitement par encastrement sur les saignées d'assemblage (17).
  • La FIG. 18 est une coupe des deux pièces symétriques (13) selon le plan DD indiqué dans la FIG. 17. Les axes géométriques B et B' indiquent leur situation en plan. Ils déterminent la position des axes mécaniques (6 et 7). La vis (16) permet de maintenir les demi-axes (6 et 7) sur la bielle L qui ne comporte pas de chapeau de démontage et sur la bielle R à fourche qui, de même, n'est pas démontable. Les trous (20) permettent l'assemblage avec les deux autres pièces (12) pour constituer l'ensemble de la biellette R'.
  • La FIG. 19 représente en perspective cavalière la pièce (12) qui s'assemble avec une autre pièce (12) retournée à 180°. Elles enserrent les pièces (13) par les creux (19), les reliefs (18) et les saignées (17) ainsi que les coussinets de bielle sur le maneton. Les trous (24) s'alignent avec les trous (20) des pièces (13) pour un assemblage par vis. Le pièces (12) s'assemblent entre elles par une vis au niveau du trou (23). Un dégagement (22) est aménagé pour offrir un angle d'articulation suffisant aux bielles L et R.
  • La FIG. 20 est une vue en plan de la pièce (12) selon la direction BB de la vue de l'observateur.
  • La FIG. 21 représente deux coupes superposées perpendiculaires à l'axe des vilebrequins d'un système bielle/manivelle et d'un système à genouillère. Ces coupes sont mises en comparaison sur le plan de l'encombrement. La culasse commune (25) est représentée sur le bâti moteur (4) avec le cylindre (1). En hachuré nous trouvons tous les axes mécaniques de la cinématique à genouillère. A3 et B3 représentent les axes géométriques du système bielle/manivelle. Le faux carter (26) en pointillés, auquel est rattaché le carter inférieur (29), est assemblé sur le plan (31) qui comprend le tourillon (27) du vilebrequin. Le bloc-cylindres -en pointillés- (32), du système bielle/manivelle et en trait plein- du système à genouillère sont sensiblement de même encombrement pour une même course et un même alésage. Sur le plan d'assemblage (15) sont disposés les tourillons (27) du vilebrequin du système à genouillère ainsi que les tourillons (28) de l'excentrique de réglage du taux de compression. Le faux carter (26), en trait plein, maintient ces axes et contribue à rigidifier le bloc moteur sur ses appuis dynamiques. Le carter (29), en trait plein, devra disposer d'écopes montées sur la bielle R pour rester « humide » ou, différemment, être aménagé en carter « sec ».
  • La FIG. 22 représente une coupe transversale schématisée d'un bloc moteur avec la cinématique des pièces à partir de deux positions du point 0. Ces variations de la position du point 0 sont obtenues grâce à un support-patin (32). Le point 0 qui correspond à un pivot glissant de courbe transversale trouve une variation importante de position et déplace le système à genouillère par rapport d'une part au vilebrequin et sa bielle d'entraînement et d'autre part au bâti cylindres. Le support-patin est pris dans une semelle-glissière courbe (39) qui s'ajuste sur la partie inférieure du bloc moteur (4). Il comprend une crémaillère courbe (33) sur laquelle roule la denture (34) de l'arbre d'entraînement en liaison avec la roue dentée (35) entraînée elle-même par la vis (36) qui, par l'axe (37) est mise en rotation grâce au moteur électrique (38). Nous retrouvons la cinématique du système à genouillère des FIG. 1 et 2 dans sa première position et dans une deuxième position fortement basculée par rapport à l'axe du cylindre. Nous constatons une importante réduction de la course de l à l' due au changement du rapport de la poussée tangentielle de la bielle de la genouillère. La course de la tête de bielle du piston autour du point 0 varie elle-même en fonction du rapport de la poussée tangentielle du système d'entraînement bielle/manivelle (angle θ' et θ"). La position du centre virtuel (0z) de la glissière courbe détermine la variation (v) du volume de la chambre au P.M.H. concomitamment avec la variation de course de l à l'. Cette relation connexe permet d'obtenir un taux constant sur une variation de la cylindrée ou encore, par raison inverse, une augmentation de la cylindrée avec une réduction du taux de compression contrairement à ce qui est obtenu en réalisant une dépression à l'admission à faible charge en allumage commandé. Cette possibilité nouvelle va dans le bon sens avec une utilisation d'une suralimentation pleinement exploitable à grande puissance avec un faible rapport volumétrique et, à l'opposé, un fonctionnement « atmosphérique » à charge partielle et taux élevé, donc dans les deux cas avec un rendement optimal, en réduisant les pertes habituelles par pompage dans les régimes intermédiaires. Dans cette figure nous avons un taux de 8,3 pour la cylindrée maximale et un taux de 10,3 pour la cylindrée minimale réduite à un tiers. Cette variation de taux ne constitue pas la limite du système. Cependant, la remontée importante du piston crée des embrèvements conséquents nécessaires aux soupapes au croisement des ouvertures. Le maintien d'un taux élevé avec une charge réduite et des hauteurs d'ouverture de soupapes constantes constitue la limite à une variation importante du volume d'air admis. Nécessairement, les hauteurs d'ouverture doivent être variables. En alternative, une solution a été initialement étudiée pour répondre à cette difficulté. Elle comprend un système avec une soupape unique à levée constante et une distribution par la chapelle sur le conduit d'admission et d'échappement, ce qui permet, avec un embrèvement unique dans le piston ayant la fonction de bol, de recentrer l'injection et la combustion et de réduire le volume de la chambre.
  • Pour l'équilibrage, nous retrouvons l'arbre f - ω accouplé à g - 2ω l'ensemble entraîné par rapport à g2ω et fω par l'intermédiaire d'un système de calage variable, de type à arbre hélicoïdal à emboîtement coulissant par exemple, pour permettre d'orienter différemment la contre-poussée de F'a Fa à F'a1 Fa1 (Σ angle <25°) selon l'orientation des poussées alternatives des masses de la cinématique.
  • FIG. 23 nous avons une représentation de l'actuateur qui transforme la rotation de l'axe (37) en un mouvement de la pièce (32) autour de l'axe virtuel 0z. La première liaison cinématique est assurée par un engrènement à vis (36) et roue dentée (37). Cette dernière solidaire de l'axe mécanique (47) transmet son mouvement de rotation à la roue dentée (34) qui roule sur la denture (33) de la crémaillère courbe du support-patin (32) de l'axe géométrique 0. Cet axe est matérialisé par le relief (40) avec, dans l'alignement de 0, un trou pour insérer l'axe mécanique du pied de la bielle de la genouillère.
  • La FIG. 24 représente une coupe longitudinale d'un bloc moteur multicylindre à système à genouillère. A l'intérieur des « mandolines » (41), nous trouvons en coupe la semelle courbe (39) sur laquelle glisse la pièce (32) support du pied à fourche de la bielle R de la genouillère. Cette pièce, en appui sur les reliefs (46) du bloc moteur et sur la semelle (39), coulisse sur les surfaces (43 et 44). Elle comprend, usinés dans la masse, la crémaillère (33) et les reliefs de guidage latéraux (45) ainsi que le relief (40) d'encastrement dans lequel est ajusté, serré à chaud, l'axe mécanique (42). La tête de la bielle R, elle aussi à fourche, enserre librement la tête de la bielle L. Les deux éléments (13) de la biellette R' pénètrent latéralement les deux bielles par des demi-axes. La bielle L s'articule au piston par la liaison rotule glissière d'axe dans le cylindre (1). L'actuateur représenté dans les FIG. 22, 23 et 24 est entraîné par le moteur (38) qui est lui-même commandé sous l'action de l'accélérateur par l'intermédiaire d'une gestion électronique qui prend en charge tous les paramètres nécessaires à l'adaptation de la cylindrée, au taux, au rapport de suralimentation, à l'avance, au volume de combustible injecté, à la variation du refroidissement etc. Le moteur d'entraînement (38) nécessite peu d'énergie par l'alignement de la poussée de la bielle R qui est pratiquement sur l'axe virtuel 0z de la semelle glissière courbe (39) à la pression maximale de combustion. Les variations de la poussée tangentielle sur l'angle θ' sont accompagnées d'une réduction de la force de poussée due à la pression des gaz de combustion. A la première démultiplication de la cinématique (engrènements 33 et 34) au P.M.B., le rapport est encore de 55, alors qu'il était de 214 au P.M.H. Le deuxième engrènement à vis et roue dentée autorise une seconde démultiplication qui peut être supérieure à 10. La course du point 0 étant réduite à 1/8 de tour autour 0z, il est possible d'avoir une démultiplication sur l'arbre moteur supérieure à 2 x 103 ce qui permet, avec un moteur d'entraînement (38) tournant à 4 000 tr mn, de passer du ralenti, avec une cylindrée minimale, à une cylindrée maximale en moins de 3 secondes. Une démultiplication mieux appropriée de 200, donc nécessitant un couple d'entraînement supérieur à 1/200ème du couple maximal instantané, permet à la même vitesse d'entraînement, d'obtenir une variation maximale de la cylindrée en quelques dixièmes de seconde.
  • Les applications de l'invention concernent les moteurs rapides à allumage commandé ou diesel, quatre ou deux temps, et par extension les moteurs lents de forte cylindrée. Avec un sens de rotation inversée, c'est comme compresseur qu'elle peut être utilisée.

Claims (4)

  1. Mécanisme de transformation d'un mouvement de translation alternatif en rotation continue, constitué d'une chaîne cinématique utilisée avec toutes les variations de dimensionnement des pièces et de positionnement des liaisons à l'usage de pompes et de machines industrielles dont les presses et de démonstrateurs/moteurs, cette chaîne cinématique comprend 3 bielles articulées sur un axe commun dont la première (R') s'intègre dans un système bielle/manivelle, la deuxième (L) s'articule par son pied (A) sur l'entrée ou la sortie du mouvement, éventuellement sur un piston en translation, et la troisième (R) pivote par un axe (O) en appui sur le bâti, dans une disposition dite à genouillère, caractérisé par la première bielle (R') de manivelle très courte constituée de quatre pièces identiques deux à deux (12 - 13) qui enserrent des coussinets autour du maneton de la manivelle et qui pénètrent latéralement, de part et d'autre de leur tête, les deux autres bielles (L et R) par des demi axes, cette première bielle de manivelle (R') étant remarquable par le fait qu'elle comprend trois axes d'articulation (B-B'-B"), un (B") pour le maneton, et deux autres axes distincts, l'un (B) pour la deuxième bielle (L) et l'autre (B') pour la troisième bielle (R) et par le fait que son basculement autour du PMH, alors que distinctement les deuxième et troisième bielles (L et R) ne sont pas en alignement, superpose un déplacement croissant négatif de l'axe de la troisième bielle (B') à un déplacement croissant positif de l'axe de la deuxième bielle (B), de même valeur, qui assure l'immobilisation du pied de la deuxième bielle (A) sur 20 DEG de manivelle et sa progression relativement rapide après cette intermittence à cela, d'une manière avantageuse, la première bielle (R') est tirée sous la poussée du pied de la deuxième bielle (A) sur la genouillère avec un angle réduit entre les deux bielles (L et R), la genouillère n'est pas en extension complète en fin de course, ce qui permet spécifiquement le déplacement de l'axe d'appui (O) sur la bâti autour d'un point virtuel Oz, situé sensiblement sur la position de l'axe de la troisième bielle (B') en fin de course (PMH), pendant le fonctionnement du mécanisme, ceci, afin de rendre variable l'amplitude de la course du pied de la deuxième bielle (A) sans dépasser la position limite de l'alignement des bielles de la genouillère.
  2. Mécanisme selon la revendication 1, caractérisé par l'axe d'appui (O) de la genouillère sur le bâti par l'intermédiaire d'un patin (32) à denture (33) monté sur une glissière courbe (39) qui le fait progresser autour d'un axe virtuel (Oz) par la rotation engrenée d'un arbre denté (47) lui même entraîné par un engrenage irréversible à vis sans fin ; la position de l'axe de rotation du patin (Oz) assure concurremment la variation du rapport volumétrique et la variation de la longueur de la course du piston.
  3. Mécanisme, selon la revendication 1, caractérisé par un piston faisant corps avec la bielle ainsi que par un cylindre de forme torique à courbure spiralée qui lui est associé.
  4. Mécanisme selon la revendication 1, caractérisé par l'utilisation d'arbres d'équilibrage à calage variable dans une disposition particulière avec un contre arbre jumelé au vilebrequin (f - ω à fω) pour obtenir un alignement sur les forces de premier ordre et les annuler par une poussée à contre sens.
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