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PISTON POUR MOTEUR A COMBUSTION INTERNE La présente invention concerne un nouveau type de piston pour moteur à combustion interne et en particulier une nouvelle disposition des segments d'étanchéité.
L'étanchéité entre un piston et la paroi du cylindre est assurée par des anneaux ouverts, appelés segments, logés dans des gorges formées sur le pourtour de la tête du piston c'est-à-dire la partie supérieure qui ferme la chambre de combustion et reçoit la pression des gaz. Ces gorges s'étendent circonférentiellement dans un plan orthogonal à l'axe longitudinal du piston. L'explosion des gaz dans la chambre de combustion provoque une force verticale qui a une composante agissant dans la direction de la bielle et une composante horizontale qui plaque latéralement le piston contre la paroi du cylindre, notamment pendant le temps de détente. Cette force latérale provoque une usure prononcée des parties diamétralement opposées du cylindre (ovalisation du cylindre).
Dans les voitures automobiles actuelles nous constatons qu'un soin particulier est apporté aux carrosseries et structures portantes pour une plus grande solidité et durée de vie, par exemple par une protection anti-corrosion renforcée. Il est certain qu'ainsi la durée de vie des moteurs actuels est de plus en plus dépassée par celle de la carrosserie.
Actuellement, la plupart des constructeurs de moteurs améliorent la pression latérale des pistons en agis-
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sant ponctuellement sur l'un ou l'autre paramètre qui influence la friction latérale : par exemple en réduisant les masses en mouvement, en modifiant la forme du piston ou en faisant un choix judicieux des matières premières.
Certains constructeurs cependant ont déjà cherché à réduire la composante latérale de la pression sur le piston soit en allongeant la bielle pour une même longueur de manivelle (course de piston), soit en désaxant le cylindre par rapport à l'axe de rotation du vilebrequin. Ces solutions permettent de réduire l'angle que fait la bielle avec l'axe du piston et de diminuer ainsi la pression latérale, mais ces solutions ont été abandonnées en raison de leurs inconvénients.
En effet, la première solution nécessite une bielle plus massive pour tenir compte de la plus grande longueur de flambage sous l'effet de la charge du piston.
Quant à la seconde solution, elle augmente fortement les effets irréguliers d'inertie en raison de l'asymétrie du diagramme vectoriel des forces d'inertie de l'ensemble piston-bielle-vilebrequin, ce qui provoque des vibrations impossible à équilibrer, en particulier pour les vitesses de rotation élevées des moteurs modernes.
L'invention propose une nouvelle solution au problème de la pression latérale du piston, qui ne présente pas les inconvénients des propositions connues.
La solution proposée selon l'invention consiste en un piston pour moteur à combustion interne, remarquable en ce qu'il est équipé du côté chambre de combustion, d'au moins un premier joint d'étanchéité inséré dans
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une gorge qui s'étend de manière à former une surface d'étanchéité, celle-ci définissant un plan d'étanchéité moyen qui s'étend transversalement à l'axe longitudinal du piston avec un angle d'inclinaison tel que la résultante des efforts exercés sur la tête de piston soit orientée pratiquement suivant la direction longitudinale de la bielle durant la course descendante du piston lorsque les efforts sur la tête de piston sont pratiquement à leur valeur maximale. De cette façon, la paroi du cylindre est soumise à des pressions latérales bien plus faibles de la part du piston.
L'angle d'inclinaison du plan d'étanchéité par rapport à un plan normal à l'axe longitudinal du piston est de préférence compris entre 3 et 10 . Cette gamme d'inclinaisons semble assurer une répartition optimale et équilibrée des forces latérales durant la course du piston.
La valeur de l'angle d'inclinaison est choisie en pratique pour chaque type de moteur en fonction de l'angle d'inclinaison maximum de la bielle, de la vitesse de rotation, de la pression maximale, du rapport diamètre/longueur du piston et en particulier de la hauteur de la tête du piston. Les petits angles d'inclinaison conviennent notamment pour les moteurs diesel qui travaillent à plus. haute pression et ont une hauteur de tête suffisante qui permet le montage des segments obliques sans altérer les cotes d'origine du piston.
Les avantages que l'on peut attendre de la mise en oeuvre de l'invention sont brièvement résumés ciaprès. La moyenne des efforts latéraux contre la paroi du cylindre pendant la course du piston est diminuée
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et les maxima des efforts latéraux sont fortement réduits, surtout du côté du point mort haut. De plus, les pressions latérales sont mieux étalées durant la course du piston, elles sont mieux réparties et mieux équilibrées de part et d'autre des côtés du cylindre, et les transitions de pressions sont moins abruptes.
L'augmentation de la pression latérale due aux inerties lors des grandes vitesses se fait sentir symétriquement par rapport à l'axe du cylindre et cela exclusivement dans la région basse du cylindre à l'endroit où, selon l'expérience bien établie, l'usure est minimale. Il en résulte une usure moindre du cylindre, particulièrement aux basses vitesses de rotation. Ceci permet de mieux utiliser les vitesses économiques sans crainte d'usure excessive du moteur. Cela entraîne une durée de vie prolongée du moteur. En outre, on peut escompter un meilleur rendement mécanique du moteur, surtout aux basses et moyennes vitesses de rotation, ainsi qu'un meilleur couple moteur à basse et moyenne vitesses.
D'autre part, le basculement du piston d'une paroi du cylindre à l'autre au point mort haut ne se fait plus en ce point extrême, mais durant le début de la détente, c'est-à-dire à un endroit variable selon les vitesses lorsque le piston a déjà acquis une certaine vitesse. Ceci a l'avantage de mieux répartir l'usure et d'éviter une usure locale excessive au point mort haut, phénomène bien connu des mécaniciens.
L'invention est exposée. dans ce qui suit à l'aide des dessins joints.
La fig. 1 est une vue en élévation d'un piston exemplaire conforme à l'invention ;
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La fig. 2 est une coupe axiale du piston de la fig. 1 ; La fig. 3 est une représentation schématique du piston de la fig. 1, montrant le diagramme des forces dynamiques du piston pendant le temps de détente ; La fig. 4 est une représentation schématique d'un piston classique, montrant le diagramme des forces dynamiques d'un piston classique pendant le temps de détente ; Les fig. 5 à 8 montrent les diagrammes des forces dynamiques d'un piston selon l'invention dans la région du point mort haut ; Les fig. 9 à 10 montrent les diagrammes des forces dynamiques d'une variante d'exécution d'un piston selon l'invention ; Les fig. 11 et 12 sont des diagrammes illustrant les performances d'un piston selon l'invention ;
La fig. 13 est une coupe axiale d'un deuxième mode d'exécution exemplaire d'un piston selon l'invention ; La fig. 14 est une vue éclatée en perspective du piston de la fig. 13 ; La fig. 15 est une coupe axiale d'un troisième mode d'exécution exemplaire d'un piston selon l'invention ; La fig. 16 est une vue en perspective d'une partie du piston de la fig. 15 ; La fig. 17 est un écorché avec coupe partielle d'un quatrième mode d'exécution exemplaire d'un piston selon l'invention ; La fig. 18 est une coupe suivant la ligne XVIII-XVIII de la fig. 17.
Se reportant aux dessins joints, les figures 1 et 2 représentent un mode d'exécution exemplaire d'un piston selon l'invention. La tête 11 du piston 10 présente deux gorges 13 qui servent à loger deux segments d'étanchéité (non représentés) et une gorge 14 servant
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à recevoir un segment racleur (non représenté). Suivant l'invention, les gorges 13 s'étendent obliquement par rapport à l'axe longitudinal A-A du piston 10 afin de délimiter, pour le segment d'étanchéité, une surface d'étanchéité qui définit un plan moyen 100 transversal à l'axe A-A.
L'angle d'inclinaison a du plan d'étanchéité moyen est choisi de telle manière que la résultante des efforts exercés sur la tête 11 du piston soit orientée pratiquement suivant la direction longitudinale de la bielle 2 durant la course descendante du piston 10 dans le cylindre 1.
Par suite de l'inclinaison du plan d'étanchéité moyen 100, la résultante R des forces agissant sur la tête du piston par l'action des gaz d'explosion est oblique par rapport à l'axe A-A comme montré à la fig. 3. Dans cette figure, la tête 11 du piston est représentée schématiquement par une ligne faisant avec l'axe A-A un angle a égal à l'angle d'inclinaison du plan d'étanchéité moyen 100. La résultante R des forces reportée au point 0 (qui représente l'axe du piston auquel est reliée la bielle 2) se décompose en deux composantes : la force Fb agissant dans la direction de la bielle 2 et la force latérale Fl.
De par l'obliquité de la résultante R, nous pouvons voir que la force latérale Fl est moindre que pour un moteur ordinaire.
Sous forme mathématique on peut dire :
Fl = R tg P-R tg a La valeur R tg a est la réduction de force latérale obtenue en réalisant un piston selon l'invention, car dans un moteur à piston classique, la force latérale
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FI est :
Fl = R tg ss Comparant le diagramme de la figure 3 avec le diagramme des forces dynamiques d'un piston classique tel que montré à la figure 4, on peut constater que grâce à l'invention, la force latérale FI est fortement réduite en intensité et l'on constate également qu'il en est ainsi tant au point de vue de la pointe maximum, qu'au point de vue des moyennes tout au long du cycle moteur, comme on le verra plus loin.
A la figure 5, le piston 10 est représenté au cours de sa course ascendante. La rotation du vilebrequin est supposée se faire dans le sens du mouvement des aiguilles d'une montre. Suite à la compression des gaz dans la chambre de combustion, la pression croissante génère sur la tête de piston 11 une résultante de forces R sans cesse croissante, dont la direction est oblique suivant un angle fixe a déterminé par la pente des segments. La combinaison de la résultante de forces R et de la force axiale Fb agissant sur l'axe du piston de la part de la bielle, a pour effet de plaquer le piston 10 contre la paroi de droite du cylindre 1 avec une force qui est la somme des deux composantes horizontales de R. et Fb vers la droite. La paroi du cylindre agit sur le côté droit du piston 10 avec une force de réaction F.
Lorsque-le piston arrive au point mort haut PMH (figure 6), la bielle a une position verticale. La composante horizontale de la force axiale Fb est nulle, mais la composante horizontale de la résultante des forces R (qui a la valeur Fl = R tg a) applique tou-
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jours le piston contre la paroi droite du cylindre 1.
Cela signifie que le piston reste encore bien appliqué contre la paroi droite du cylindre au point mort haut.
Une force de réaction F de la paroi du cylindre agit toujours sur le côté droit du piston 10.
Lorsque le piston reprend son mouvement descendant depuis le point mort haut PMH, la bielle s'oriente vers la droite par rapport à l'axe du cylindre. La figure 7 représente le piston 10 lorsque la bielle est inclinée d'un angle a. La bielle est alors pratiquement dans l'axe de la résultante de forces R et cette résultante de forces R est exactement en équilibre avec la force axiale Fb de la bielle : R =-Fb. C'est dans cette position du piston que la force latérale sur le piston s'inverse et que le piston change de contact avec la paroi du cylindre (de la paroi de droite à celle de gauche). Grâce à l'invention, ce transfert de la force latérale ne se fait plus lorsque le piston est arrêté au point mort haut, mais dans une position où il a acquis une certaine vitesse, ce qui est une meilleure condition.
De plus, le point de transition n'est pas fixe en régime dynamique, ce qui étale donc l'usure sur une partie de course au lieu d'être ponctuelle. A noter que le point de transition est d'autant plus éloigné du point mort haut que l'angle a est grand et que la vitesse de rotation est grande.
Dans son mouvement au-delà du point de transition la bielle prend un angle d'inclinaison ss plus grand que la valeur de l'angle a (figure 8). Une force de réaction F de la paroi du cylindre 1 commence à agir sur le côté gauche du piston. Le piston 10 reçoit donc, comme dans le moteur classique, une impulsion de la
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droite vers la gauche et il se déplace d'une distance correspondant au jeu entre le piston et le cylindre, mais ce déplacement latéral se produit ici durant la course descendante du piston au lieu de se produire au point mort haut PMH. Le déplacement latéral du piston est moins nocif pour le cylindre avec l'invention, et ce d'autant plus que l'impulsion est moins brutale qu'avec un piston classique pour lequel la transition se fait au point mort haut.
Le comportement général des forces agissant sur le piston au-delà du point de transition est donc similaire à celui d'un piston classique, sauf que la valeur de la force latérale FI, qui engendre les frictions sur la paroi du cylindre, est nettement inférieure par suite de l'effet favorable de l'introduction des segments obliques selon l'invention. Un autre effet favorable est l'influence des forces d'inertie sur l'endroit du point de transition, car il est évident que le point de transition ne se situe pas au même endroit de la course du piston pour différents régimes de vitesse de rotation. Ceci amène une meilleure répartition de l'usure et évite la formation d'un creux ou escalier d'usure local dans la paroi du cylindre.
Dans les diagrammes des forces décrits ci-dessus il n'a pas été tenu compte d'un effet de décalage de la résultante des forces R sur la tête du piston par rapport au centre de l'axe du piston. L'effet de ce décalage est illustré par les figures 9 et 10.
La figure 9 correspond à la fin de la compression lorsque le piston 10 monte et s'approche du point mort haut PMH. La résultante des forces R ne passe plus par le centre de l'axe du piston. La décomposition de R se fait au point 0, qui est l'intersection de l'axe de la
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bielle avec la résultante R. La force de réaction F de la paroi du cylindre sur le piston ne se fait pas au niveau de l'axe du piston mais en un niveau P situé plus haut, lequel niveau est variable en fonction de l'angle d'inclinaison de la bielle.
Une solution alternative apportée au désaxage de la résultante des forces R évoqué ci-dessus consiste à déplacer l'axe du piston vers la résultante R, afin que celle-ci passe effectivement par le centre de l'axe du piston (voir figure 10). Le désaxage du piston a pour valeur e = h tg a. Avec ce désaxage du piston, la force F de réaction de la paroi du cylindre reste constamment au niveau de l'axe du piston, ce qui assure une bonne stabilité au piston, pour autant que cette excentricité de l'axe ne provoque un trop grand déséquilibre des masses du piston par rapport à la verticale de l'axe du piston. Un tel piston aura sa stabilité d'origine si l'on réagence les masses internes pour déplacer le centre de gravité vers la droite.
On ne peut donc donner à cette excentricité une trop grande valeur car il serait difficile de répartir les masses des parties constituantes du piston afin de déplacer le centre de gravité vers la droite sans alourdir le piston exagérément.
La valeur e du désaxage sera choisie de façon à obtenir lors des essais la meilleure stabilité du piston à tous les régimes, en éliminant le bruit de bascule du piston tout en conservant un désaxage minimal qui permet une fabrication et un équilibrage aisé du piston et donne de bons résultats pratiques. Il est à noter que le désaxage de l'axe du piston est une technique courante dans les moteurs existants mais que ce désaxage ne se fait pas nécessairement du côté de
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la bielle descendante.
L'angle d'inclinaison du plan d'étanchéité par rapport à l'axe longitudinal du piston est de préférence compris entre 3 et 10 . Cette gamme d'inclinaisons semble assurer une répartition optimale et équilibrée des forces latérales durant la course du piston. La valeur de l'angle d'inclinaison est choisie en pratique pour chaque type de moteur en fonction de l'angle d'inclinaison maximum de la bielle, de la vitesse de rotation, de la pression maximale, du rapport diamètre/ longueur du piston et en particulier de la hauteur de la tête du piston.
La figure 11 est un graphique exemplaire montrant en trait fin (courbe A) l'évolution de la force latérale Fl en fonction de la course d'un piston classique et en trait épais la courbe B correspondante pour un piston selon l'invention équipé de segments d'étanchéité obliques ayant un angle d'inclinaison exemplaire a = 60.
En comparant la courbe B à la courbe A on observe ce qui suit : 1) la pointe de la force latérale Fl est réduite de
54 % environ par rapport à la courbe A ; 2) le bilan des frictions (représenté par la surface comprise dans la courbe) sur les temps de compres- sion et de détente du cycle moteur est réduit de
18 % environ par rapport à la courbe A malgré une certaine perte pendant le temps de compression ; 3) le point de transition T est nettement éloigné du point mort haut (PMH), ce qui est favorable pour éviter l'usure du cylindre audit point PMH ;
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4) un meilleur équilibrage des forces latérales sur la paroi du cylindre ;
5) la courbe B présente une allure arrondie et la tangente au point de transition T est relativement faible, ce qui indique une moins forte accélération sur le piston au point de transition et par consé- quent un mouvement très coulé du piston.
La figure 12 montre l'évolution de la force latérale Fl exercée par le piston contre la paroi du cylindre durant les temps de compression et de détente du cycle moteur pour une vitesse de rotation moyenne de 4000 tours par minute, en tenant compte de l'interaction des inerties du piston et de la bielle. La courbe C est relative à un piston classique, la courbe D est relative à un piston selon l'invention équipé de segments d'étanchéité ayant un angle d'inclinaison de 6 .
On constate que les observations faites sur la courbe B de la figure 11 restent valables pour la courbe D et en outre, on observe : 1) une augmentation progressive des pointes des forces latérales maxima, due à l'influence des inerties lors d'une vitesse plus élevée, augmentation qui se fait exclusivement du côté du point mort bas PMB, c'est-à-dire à un endroit où, selon les statisti- ques, l'usure du cylindre est la plus faible ; 2) un déplacement du point de transition T vers la droite, ce qui indique qu'il ne se produit plus aucun choc du piston contre la paroi du cylindre à proximité du point mort haut.
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Le piston selon l'invention peut être réalisé dans divers modes d'exécution. Les figures 1 et 2 décrites précédemment illustrent un mode d'exécution exemplaire convenant pour les cas où l'on désire réduire la hauteur de la tête de piston. Les figures 13 et 14 représentent un autre mode d'exécution. Afin d'avoir une hauteur de tête de piston réduite, le piston est ici réalisé en deux pièces : une tête de piston 21 qui forme une pièce avec les bossages 22 et une jupe de piston 23. La jupe 23 se fixe à la tête 21 au moyen de deux broches 33 après que la tête 21 ait été montée sur le pied d'une bielle avec l'axe de piston. Les segments d'étanchéité se montent dans des gorges obliques 24 formées dans la tête de piston 21, le segment racleur se monte dans une gorge 25 prévue dans la jupe 23.
Un autre exemple d'exécution est illustré aux figures 15 et 16. Le piston est réalisé en deux pièces : l'enveloppe 26 du piston constituée d'un simple pièce tournée sans aucun bossage d'axe, et un palier d'axe de piston 27. L'enveloppe 26 est formée avec les gorges 24 et 25 devant recevoir les segments d'étanchéité obliques et le segment racleur.
Les figures 17 et 18 représentent une autre forme de réalisation d'un piston selon l'invention pour moteur deux-temps. Dans cette forme de réalisation, la surface d'étanchéité est formée par quatre segments 31 logés dans des gorges semi-circulaires décalées axialement l'une de l'autre le long de la paroi de la jupe 30 du piston et par deux segments 32 logés dans des gorges de liaison (par exemple des gorges circulaires) qui relient entre elles les gorges semi-circulaires. La surface d'étanchéité ainsi formée définit un plan
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d'étanchéité moyen qui est oblique par rapport à l'axe longitudinal du piston. La résultante des pressions est également inclinée et l'angle d'inclinaison est déterminé par le décalage axial entre les segments semi-circulaires logés dans les gorges 31 et 32.
Ce mode d'exécution a l'avantage d'utiliser des demisegments droits classiques. Les segments semicirculaires 31 sont tendus par des expandeurs élastiques radiaux 34 logés au fond des gorges recevant ces segments. Les segments circulaires 32 sont tendus par des éléments ondulés élastiques 35. Dans l'exemple représenté aux figures 17 et 18, la gorge semi-circulaire 31 inférieure se prolonge sur pratiquement tout le pourtour de la tête, ce qui permet d'éliminer un expandeur élastique radial.
Le piston selon l'invention peut également être incorporé dans un moteur existant moyennant de légères modifications. Le piston sera redessiné pour être équipé avec des segments obliques en partant des cotes d'origine de l'ancien piston. Il ne sera pas toujours réalisable d'incorporer les nouveaux segments sans modifier la hauteur de la tête du piston, car ils prennent une place accrue. Dans certains cas, vu la hausse de la tête du piston, certaines cotes du bloc moteur ou de la culasse seront à modifier. Lorsque cela n'est pas réalisable, on peut prévoir un type de piston spécial qui n'affecte pas le volume de la chambre d'explosion ou de combustion, par exemple ceux qui sont illustrés aux figures 13-16. Ces types de pistons conviennent pour des moteurs nouveaux aussi bien que pour des moteurs en révision, sous forme de jeux de pistons de rechange.
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PISTON FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE The present invention relates to a new type of piston for internal combustion engine and in particular to a new arrangement of the sealing rings.
The seal between a piston and the cylinder wall is ensured by open rings, called segments, housed in grooves formed around the circumference of the piston head, that is to say the upper part which closes the combustion chamber. and receives the gas pressure. These grooves extend circumferentially in a plane orthogonal to the longitudinal axis of the piston. The explosion of gases in the combustion chamber causes a vertical force which has a component acting in the direction of the connecting rod and a horizontal component which laterally presses the piston against the wall of the cylinder, in particular during the expansion time. This lateral force causes pronounced wear of the diametrically opposite parts of the cylinder (ovalization of the cylinder).
In current motor vehicles we note that special care is given to bodywork and supporting structures for greater strength and durability, for example by reinforced anti-corrosion protection. It is certain that thus the lifespan of current engines is more and more exceeded by that of the bodywork.
Currently, most engine manufacturers improve the lateral pressure of the pistons by acting
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occasional health on one or the other parameter which influences the lateral friction: for example by reducing the masses in movement, by modifying the shape of the piston or by making a judicious choice of raw materials.
Some manufacturers, however, have already sought to reduce the lateral component of the pressure on the piston either by lengthening the connecting rod for the same crank length (piston stroke), or by offsetting the cylinder relative to the axis of rotation of the crankshaft. These solutions make it possible to reduce the angle which the connecting rod makes with the axis of the piston and thus to reduce the lateral pressure, but these solutions have been abandoned because of their drawbacks.
Indeed, the first solution requires a more massive rod to take into account the greater buckling length under the effect of the piston load.
As for the second solution, it greatly increases the irregular inertia effects due to the asymmetry of the vector diagram of the inertia forces of the piston-connecting rod-crankshaft assembly, which causes vibrations which are unbalanced, in particular for the high rotational speeds of modern engines.
The invention proposes a new solution to the problem of lateral pressure of the piston, which does not have the drawbacks of the known proposals.
The solution proposed according to the invention consists of a piston for an internal combustion engine, remarkable in that it is equipped on the combustion chamber side, with at least one first seal inserted in
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a groove which extends so as to form a sealing surface, the latter defining a mean sealing plane which extends transversely to the longitudinal axis of the piston with an angle of inclination such as the result of the forces exerted on the piston head is oriented practically in the longitudinal direction of the rod during the downward stroke of the piston when the forces on the piston head are practically at their maximum value. In this way, the cylinder wall is subjected to much lower lateral pressures from the piston.
The angle of inclination of the sealing plane relative to a plane normal to the longitudinal axis of the piston is preferably between 3 and 10. This range of inclinations seems to ensure an optimal and balanced distribution of the lateral forces during the stroke of the piston.
The value of the angle of inclination is chosen in practice for each type of engine as a function of the maximum angle of inclination of the connecting rod, the speed of rotation, the maximum pressure, the diameter / length ratio of the piston. and in particular the height of the piston head. Small angles of inclination are particularly suitable for diesel engines that work more. high pressure and have a sufficient head height which allows the mounting of the oblique segments without altering the original dimensions of the piston.
The advantages which can be expected from the implementation of the invention are briefly summarized below. The average lateral forces against the cylinder wall during the piston stroke is reduced
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and the maximum lateral forces are greatly reduced, especially on the side of the top dead center. In addition, the lateral pressures are better spread out during the piston stroke, they are better distributed and better balanced on both sides of the cylinder sides, and the pressure transitions are less abrupt.
The increase in lateral pressure due to inertia at high speeds is felt symmetrically with respect to the axis of the cylinder and this exclusively in the lower region of the cylinder where, according to well established experience, the wear is minimal. This results in less wear of the cylinder, particularly at low rotational speeds. This allows better use of economical speeds without fear of excessive engine wear. This results in an extended engine life. In addition, better mechanical efficiency of the engine can be expected, especially at low and medium rotational speeds, as well as better engine torque at low and medium speeds.
On the other hand, the tilting of the piston from one wall of the cylinder to the other at the top dead center is no longer done at this extreme point, but during the beginning of the expansion, that is to say at a place variable according to the speeds when the piston has already acquired a certain speed. This has the advantage of better distributing wear and avoiding excessive local wear at top dead center, a phenomenon well known to mechanics.
The invention is exposed. in what follows using the accompanying drawings.
Fig. 1 is an elevational view of an exemplary piston according to the invention;
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Fig. 2 is an axial section of the piston of FIG. 1; Fig. 3 is a schematic representation of the piston of FIG. 1, showing the diagram of the dynamic forces of the piston during the expansion time; Fig. 4 is a schematic representation of a conventional piston, showing the diagram of the dynamic forces of a conventional piston during the expansion time; Figs. 5 to 8 show the diagrams of the dynamic forces of a piston according to the invention in the region of top dead center; Figs. 9 to 10 show the diagrams of the dynamic forces of an alternative embodiment of a piston according to the invention; Figs. 11 and 12 are diagrams illustrating the performance of a piston according to the invention;
Fig. 13 is an axial section of a second exemplary embodiment of a piston according to the invention; Fig. 14 is an exploded perspective view of the piston of FIG. 13; Fig. 15 is an axial section of a third exemplary embodiment of a piston according to the invention; Fig. 16 is a perspective view of part of the piston of FIG. 15; Fig. 17 is a cutaway with partial section of a fourth exemplary embodiment of a piston according to the invention; Fig. 18 is a section along the line XVIII-XVIII of FIG. 17.
Referring to the accompanying drawings, Figures 1 and 2 show an exemplary embodiment of a piston according to the invention. The head 11 of the piston 10 has two grooves 13 which serve to accommodate two sealing segments (not shown) and a groove 14 serving
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to receive a scraper segment (not shown). According to the invention, the grooves 13 extend obliquely to the longitudinal axis AA of the piston 10 in order to delimit, for the sealing segment, a sealing surface which defines a mean plane 100 transverse to the axis AA.
The angle of inclination a of the mean sealing plane is chosen so that the result of the forces exerted on the head 11 of the piston is oriented practically in the longitudinal direction of the connecting rod 2 during the downward stroke of the piston 10 in the cylinder 1.
As a result of the inclination of the mean sealing plane 100, the resultant R of the forces acting on the head of the piston by the action of the explosion gases is oblique with respect to the axis A-A as shown in FIG. 3. In this figure, the head 11 of the piston is represented schematically by a line making with the axis AA an angle a equal to the angle of inclination of the mean sealing plane 100. The resultant R of the forces reported at the point 0 (which represents the axis of the piston to which the connecting rod 2 is connected) is broken down into two components: the force Fb acting in the direction of the connecting rod 2 and the lateral force Fl.
From the obliquity of the resultant R, we can see that the lateral force Fl is less than for an ordinary motor.
In mathematical form we can say:
Fl = R tg P-R tg a The value R tg a is the reduction in lateral force obtained by producing a piston according to the invention, because in a conventional piston engine, the lateral force
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FI is:
Fl = R tg ss Comparing the diagram of FIG. 3 with the diagram of the dynamic forces of a conventional piston as shown in FIG. 4, it can be seen that thanks to the invention, the lateral force FI is greatly reduced in intensity and we also note that this is so both from the point of view of the maximum peak, as from the point of view of the averages throughout the engine cycle, as will be seen below.
In Figure 5, the piston 10 is shown during its upward stroke. The rotation of the crankshaft is assumed to be in the direction of clockwise movement. Following the compression of the gases in the combustion chamber, the increasing pressure generates on the piston head 11 a result of constantly increasing forces R, the direction of which is oblique at a fixed angle determined by the slope of the segments. The combination of the result of forces R and the axial force Fb acting on the axis of the piston on the part of the connecting rod, has the effect of pressing the piston 10 against the right wall of the cylinder 1 with a force which is the sum of the two horizontal components of R. and Fb to the right. The cylinder wall acts on the right side of the piston 10 with a reaction force F.
When the piston reaches TDC top dead center (Figure 6), the connecting rod has a vertical position. The horizontal component of the axial force Fb is zero, but the horizontal component of the resultant of the forces R (which has the value Fl = R tg a) always applies
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days the piston against the right wall of cylinder 1.
This means that the piston still remains firmly pressed against the right wall of the cylinder at top dead center.
A reaction force F of the cylinder wall always acts on the right side of the piston 10.
When the piston resumes its downward movement from top dead center TDC, the connecting rod is oriented to the right with respect to the axis of the cylinder. FIG. 7 represents the piston 10 when the connecting rod is inclined at an angle a. The rod is then practically in the axis of the resultant of forces R and this resultant of forces R is exactly in equilibrium with the axial force Fb of the rod: R = -Fb. It is in this position of the piston that the lateral force on the piston reverses and that the piston changes contact with the wall of the cylinder (from the right wall to that of the left). Thanks to the invention, this transfer of lateral force is no longer done when the piston is stopped at top dead center, but in a position where it has acquired a certain speed, which is a better condition.
In addition, the transition point is not fixed in dynamic regime, which therefore spreads the wear over a part of the race instead of being punctual. Note that the transition point is further from the top dead center that the angle a is large and the speed of rotation is high.
In its movement beyond the transition point the rod takes an angle of inclination ss greater than the value of the angle a (Figure 8). A reaction force F of the wall of cylinder 1 begins to act on the left side of the piston. The piston 10 therefore receives, as in the conventional engine, a pulse from the
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right to left and it moves a distance corresponding to the clearance between the piston and the cylinder, but this lateral displacement occurs here during the downward stroke of the piston instead of occurring at top dead center TDC. The lateral displacement of the piston is less harmful for the cylinder with the invention, and all the more so since the pulse is less brutal than with a conventional piston for which the transition takes place at top dead center.
The general behavior of the forces acting on the piston beyond the transition point is therefore similar to that of a conventional piston, except that the value of the lateral force FI, which generates friction on the wall of the cylinder, is much lower as a result of the favorable effect of the introduction of the oblique segments according to the invention. Another favorable effect is the influence of the inertial forces on the location of the transition point, since it is obvious that the transition point is not located at the same location of the piston stroke for different rotational speed regimes. . This leads to a better distribution of wear and avoids the formation of a local hollow or staircase of wear in the wall of the cylinder.
In the force diagrams described above, no account has been taken of an effect of offset of the resultant of the forces R on the head of the piston relative to the center of the axis of the piston. The effect of this shift is illustrated in Figures 9 and 10.
Figure 9 corresponds to the end of compression when the piston 10 rises and approaches the top dead center TDC. The result of the forces R no longer passes through the center of the axis of the piston. The decomposition of R is done at point 0, which is the intersection of the axis of the
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connecting rod with the resultant R. The reaction force F of the wall of the cylinder on the piston does not take place at the level of the axis of the piston but at a level P located higher, which level is variable according to the angle of inclination of the connecting rod.
An alternative solution to the offset of the resultant of the forces R mentioned above consists in moving the axis of the piston towards the resultant R, so that the latter effectively passes through the center of the axis of the piston (see FIG. 10). . The offset of the piston has the value e = h tg a. With this offset of the piston, the reaction force F of the cylinder wall remains constantly at the level of the axis of the piston, which ensures good stability of the piston, provided that this eccentricity of the axis does not cause too much imbalance of the masses of the piston with respect to the vertical of the axis of the piston. Such a piston will have its original stability if the internal masses are reacted to move the center of gravity to the right.
We cannot therefore give this eccentricity too great a value because it would be difficult to distribute the masses of the constituent parts of the piston in order to move the center of gravity to the right without weighing down the piston excessively.
The value e of the offset will be chosen so as to obtain during the tests the best stability of the piston at all speeds, by eliminating the noise of rocking of the piston while maintaining a minimal offset which allows an easy manufacture and balancing of the piston and gives good practical results. It should be noted that the offset of the piston pin is a common technique in existing engines but that this offset is not necessarily done on the side of
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the descending rod.
The angle of inclination of the sealing plane relative to the longitudinal axis of the piston is preferably between 3 and 10. This range of inclinations seems to ensure an optimal and balanced distribution of the lateral forces during the stroke of the piston. The value of the angle of inclination is chosen in practice for each type of engine as a function of the maximum angle of inclination of the connecting rod, the speed of rotation, the maximum pressure, the diameter / length ratio of the piston. and in particular the height of the piston head.
FIG. 11 is an exemplary graph showing in thin line (curve A) the evolution of the lateral force F1 as a function of the stroke of a conventional piston and in thick line the corresponding curve B for a piston according to the invention equipped with oblique sealing segments having an exemplary angle of inclination a = 60.
By comparing curve B to curve A we observe the following: 1) the tip of the lateral force F1 is reduced by
Approximately 54% compared to curve A; 2) the balance of friction (represented by the surface included in the curve) on the compression and relaxation times of the engine cycle is reduced by
Around 18% compared to curve A despite a certain loss during the compression time; 3) the transition point T is clearly distant from the top dead center (TDC), which is favorable for preventing wear of the cylinder at said TDC point;
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4) better balancing of the lateral forces on the cylinder wall;
5) the curve B has a rounded shape and the tangent to the transition point T is relatively small, which indicates a less rapid acceleration on the piston at the transition point and therefore a very smooth movement of the piston.
FIG. 12 shows the evolution of the lateral force F1 exerted by the piston against the wall of the cylinder during the compression and expansion times of the engine cycle for an average rotation speed of 4000 revolutions per minute, taking into account the interaction of the inertias of the piston and the connecting rod. Curve C relates to a conventional piston, curve D relates to a piston according to the invention equipped with sealing segments having an angle of inclination of 6.
We note that the observations made on curve B of figure 11 remain valid for curve D and in addition, we observe: 1) a progressive increase in the peaks of the maximum lateral forces, due to the influence of inertias during a higher speed, increase which takes place exclusively on the side of bottom dead center PMB, that is to say at a place where, according to the statistics, the wear on the cylinder is the lowest; 2) a displacement of the transition point T to the right, which indicates that there is no longer any impact of the piston against the wall of the cylinder near the top dead center.
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The piston according to the invention can be produced in various embodiments. Figures 1 and 2 described above illustrate an exemplary embodiment suitable for cases where it is desired to reduce the height of the piston head. Figures 13 and 14 show another embodiment. In order to have a reduced piston head height, the piston is here produced in two parts: a piston head 21 which forms a part with the bosses 22 and a piston skirt 23. The skirt 23 is fixed to the head 21 by means of two pins 33 after the head 21 has been mounted on the foot of a connecting rod with the piston pin. The sealing segments are mounted in oblique grooves 24 formed in the piston head 21, the scraper segment is mounted in a groove 25 provided in the skirt 23.
Another exemplary embodiment is illustrated in FIGS. 15 and 16. The piston is produced in two parts: the casing 26 of the piston made up of a single piece turned without any boss of the axis, and a bearing of the piston axis 27. The casing 26 is formed with the grooves 24 and 25 which must receive the oblique sealing segments and the scraper segment.
Figures 17 and 18 show another embodiment of a piston according to the invention for a two-stroke engine. In this embodiment, the sealing surface is formed by four segments 31 housed in semi-circular grooves offset axially from one another along the wall of the skirt 30 of the piston and by two segments 32 housed in connecting grooves (for example circular grooves) which connect the semicircular grooves together. The sealing surface thus formed defines a plane
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medium seal which is oblique to the longitudinal axis of the piston. The result of the pressures is also inclined and the angle of inclination is determined by the axial offset between the semicircular segments housed in the grooves 31 and 32.
This embodiment has the advantage of using conventional straight half-segments. The semicircular segments 31 are stretched by elastic radial expanders 34 housed at the bottom of the grooves receiving these segments. The circular segments 32 are stretched by elastic corrugated elements 35. In the example shown in FIGS. 17 and 18, the lower semi-circular groove 31 extends over practically the entire periphery of the head, which makes it possible to eliminate an expander radial elastic.
The piston according to the invention can also be incorporated into an existing engine with slight modifications. The piston will be redesigned to be equipped with oblique segments starting from the original dimensions of the old piston. It will not always be possible to incorporate the new segments without modifying the height of the piston head, since they take up more space. In certain cases, given the rise in the piston head, certain dimensions of the engine block or of the cylinder head will have to be modified. Where this is not practicable, a special type of piston can be provided which does not affect the volume of the explosion or combustion chamber, for example those illustrated in Figures 13-16. These types of pistons are suitable for new engines as well as for overhauled engines, in the form of spare piston sets.