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MOTEUR A MOUVEMENT ALTERNATIF.
La présente invention a trait aux mécanismes de= changement de marche des moteurs comportant un vilebrequin, qui est l'arbre moteur prin- cipal, et un arbre secondaire, dit "de distribution" ou "à cames", qui rè- gle la périodicité des événements du cycle du moteur.
A titre de moteur très simple pouvant servir comme base de dis- cussion, on a choisi un moteur Diesel à deux temps du type à simple effet et à échappement terminal, bien que les principes sur lesquels est basée l'in- vention¯soient susceptibles d'être appliqués au réglage de la périodicité dans des machines à vapeur et des moteurs Diesel d'autres types que celui particulièrement mentionné.
Dans un moteur Diesel à deux temps tel que celui spécifié, l'ac- tion à régler dans le temps est le début de l'injection du combustible. Lors- que l'injection du combustible est déterminée par l'action d'une came de l'ar- bre à cames sur l'élément mobile de la pompe d'injection de combustible, ce qui est la disposition habituelle, il faut que l'arbre à cames tourne de manière à présenter l'un ou l'autre des côtés de la saillie de came au galet suiveur de came en un point voisin du point mort côté culasse.
Dans la pratique, si 'Ion suppose que le vilebrequin est au re- pos et que le mécanisme de changement de marche est déplacé entre ses posi- tions de marche avant et de marche arrière, l'effet désiré est une rotation d'un angle approprié de l'arbre à cames. Dans le cas du moteur particulier envisagé, cet angle est de 112 Cet angle n'est indiqué qu'à titre d'exem- ple, l'angle précis dépendant, bien entendu, de la construction de la came et d'autres caractéristiques du moteur.
Un tel déplacement angulaire a été obtenu de façons très diver- ses, dont l'une consiste à faire usage d'une sorte de train planétaire inter- calé entre une roue dentée motrice tournant avec le vilebrequin et une roue dentée réceptrice tournant avec l'arbre à cames. Deux pignons satellites
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montés fous et mutuellement en prise engrènent d'autre part, l'un avec la roue motrice,l'autre avec la roue réceptrice. Le premier est guidé suivant une orbite ayant son centre sur l'axe de la roue motrice et le second est guidé suivant une orbite ayant son centre sur l'axe de la roue réceptrice.
Des moyens sont prévus pour limiter 1 amplitude du mouvement.
La présente invention envisage l'incorporation, à un méca- nisme de commande de ce type, d'un dispositif de guidage des pignons sa- tellites qui est établie de manière à constituer une sorte de genouillère sur laquelle le poids des pièces ou une autre force peuvent agir de manière à assurer une sollicitation réversible, c'est-à-dire à solliciter le méca- nisme vers celle des positions de réglage qui s'impose.
Il existe d'autres possibilités supplémentaires. En premier lieu, les engrenages peuvent être disposés de manière à couvrir une por- tion importante de l'intervalle existant entre le vilebrequin et l'arbre à cames et, si cet intervalle est trop grand pour être couvert par le train de changement de marche proprement dit, le reste de l'intercalle peut être comblé très simplement par des roues folles intermédiaires.
Dans la construction préférée, illustrés sur les dessins anne- xés, la sollicitation réversible est obtenue par le poids des roues dentées folles intermédiaires ainsi que, jusqu'à un certain point, par le poids du dispositif de guidage y associé.
Une caractéristique plus importante encore est que la construc- tion du mécanisme inverseur est telle que le couple développé sur les roues folles intermédiaires par la roue dentée motrice contribue à solliciter les roues folles vers celle-quelle qu'elle soit- des deux positions de fonctionnement qui convient pour le sens de rotation du moteur. Par consé- quent, le train est stable parce qu'il tend à rester dans la position de fonctionnement voulue. Cette tendance est importante, même dans le cas d'un moteur stationnaire.
Un moteur marin est soumis à des exigences plus sévères à cause du roulis du navire. Le roulis peut avoir tendance à neutraliser la sollici- tation exercée sur le mécanisme de changement de marche, et même à créer des forces (dues à la gravité ou à l'inertie) qui sollicitent ce mécanisme dans une direction opposée à la position voulue. Le mécanisme décrit ci-après possède des caractéristiques désirables à cet égard parce que la sollicitation normale ne peut être neutralisée qu'après que le navire a roulé d'un grand angle de bande à partir de sa position verticale.
Dans le cas du moteur par- ticulier représenté, cet angle est de l'ordre de 55 , et cette valeur pour- rait même être augmentée en soumettant la genouillère que constitue la trin- glerie de support du mécanisme à l'action d'une charge ou force supplémen- taire. - '
Une telle stabilité est importante parce que le mécanisme de changement de marche doit être actionné à l'aide d'un moteur et que l'adjonc- tion de verrous positifs à un tel mécanisme à commande par moteur entraîne une complication considérable et se traduit par un accroissement des dépen- ses de première installation et d'entretien. De nombreux mécanismes de changement de marche, qui ont par ailleurs été très satisfaisants, présen- taient l'inconvénient-économiquement important- d'exiger un mécanisme de verrouillage auxiliaire dont le mode d'action n'était pas satisfaisant.
Le moteur choisi à titre d'illustration d'un cas extrême est du type dans lequel l'arbre à cames est placé près de la culasse, de sorte que la distance à combler entre le vilebrequin et l'arbre à cames est ma- ximumo Dans cet exemple, trois roues folles intermédiaires sont prévues pour réduire la distance à couvrir par le train de changement de marche proprement dit. Il va de soi que lorsque l'arbre à cames sera relativement près du vilebrequin, le train de roues intermédiaires sera inutile. Les principes de l'invention peuvent aisément être adaptés à un tel moteur.
Dans les très gros moteurs, il est nécessaire d'établir le vilebrequin en plusieurs sections, qui sont reliées par des accouplements.
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Le mécanisme de changement de marche qui fait l'objet de cette invention con- vient particulièrement pour les moteurs de ce type, parce que la roue d'en= traînement ou motrice primaire peut être montée sur un des accouplements du vilebrequin, et que le train d'engrenages entier disposé entre le vile- brequin et l'arbre à cames peut être logé dans l'espace situé au-dessus de l'accouplement entre deux cylindres adjacents du moteur. Ainsi, dans un moteur à neuf cylindres dans lequel l'arbre à cames et le vilebrequin sont tous deux de longueur considérable, il est possible de disposer le méca- nisme de commande entre les quatrième et cinquième cylindres et d'actionner ainsi l'arbre à cames à partir d'un point voisin de son milieu.
Le même avantage est possible, mais présente moins d'importance, dans le cas de moteurs comportant des nombres moindres de cylindres.
La construction dont il vient d'être question rend possible de supporter les éléments principaux du train d'engrenages par le bâti du moteur. La disposition est telle que les roues d'entées-mobiles peuvent posséder des dimensions et un poids modérés.
Les considérations ci-dessus seront mieux comprises à l'aide de la description détaillée donnée ci-après de la forme de réalisation pré- férée, représentée sur les dessins annexés sur lesquels :
La figure 1 est une coupe verticale, perpendiculaire à l'axe du vilebrequin, d'un moteur vertical polycylindrique. Le plan de coupe est adjacent au mécanisme de changement de marche, qui est représenté en dé- tail.
La figure 2 est une vue en élévation latérale fragmentaire du moteur, certaines parties de l'envéloppe étant supposées brisées pour faire voir le mécanisme de changement de marche représenté partie en élévation et partie en coupe.
La figure 3 est une coupe transversale de l'arbre à cames et montre, par des traits continus, la position de marche avant d'une des cames à combustible et, par des traits discontinus, la position de marche arrière de cette came. Ces deux positions de la came correspondent à la même position du vilebrequin et indiquent le déplacement angulaire qu'il est nécessaire de donner à l'arbre à cames pour effectuer le renversement de la marche du moteur.
On passera d'abord en revue les éléments principaux du moteur.
Une portion de la plaque d'assise est visible en 6 et l'un des bâtis en forme d'A est indiqué en 7. Il est bien entendu prévu, supportés par la plaque d'assise, un certain nombre de ces bâtis en A supportant les divers cylindres et les pièces s'y rapportant. A la figure 2, des portions de deux cylindres sont visibles en 8, et les culasses correspondantes sont visibles en 9.
Le vilebrequin 11 est établi en plusieurs sections reliées en- tre elles par des accouplements 10, les demi-accouplements étant assemblés par des boulons 12. Le collecteur d'air de balayage est représenté en 13, le collecteur d'échappement en 14, le collecteur d'eau de refroidissement en 15 et le collecteur d'huile de graissage en 16. La pompe de graissage
17 est actionnée par un train d'engrenages 18, 19, 21. Le levier de com- mande du moteur est indiqué en 22. L'invention ne concerne aucune des piè- ces énumérées ci-dessus.
L'arbre à cames du moteur est indiqué en 23. Il est placé près de l'extrémité supérieure des cylindres 8, d'un côté de ceux-ci. Ainsi qu'il est habituel dans les moteurs de ce type, l'arbre à cames est pour- vu d'une série de cames espacées convenables, à raison d'une came par cy- lindre, actionnant chacune une pompe d'injection de combustible afférente à ce cylindre. Les cames occupent des positions appropriées sur leur arbre et actionnent les pompes correspondantes à des instants convenablement réglés.
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Une de ces cames est indiquée en 24, figure 3. Ainsi qu'il est bien connu de l'homme du métier, le changement de marche du moteur implique un déplacement angulaire de valeur bien déterminée de l'arbre à cames 23, par rapport au vilebrequin 11. A la figure 3, la came 24 est représentée en traits pleins dans sa position de marche avant. Pour renverser la mar- che du moteur,il faut que l'arbre à cames 23 soit décalé par rapport au vilebrequin 11, pour venir à une position dans laquelle la came 24 occupe la position dessinée en pointillé à la figure 3. Dans ce cas, le déplacement an- gulaire est de 112 . Le galet 25 est le suiveur de came et est animé d'un mouvement de va-et-vient dans la direction A-B, indiquée à la figure 3.
Comme l'arbre à cames 23 est placé près du sommet du moteur et que le vilebrequin 11 est à la base, il est nécessaire d'avoir recours à un certain nombre de pignons intermédiaires pour transmettre le mouvement d'un arbre à l'autre.
Une couronne dentée 26 en plusieurs pièces est montée dans une gorge entourant l'accouplement 10 et est bloquée dans cette.gorge par des anneaux formant coins 27. Ces anneaux sont tirés l'un vers l'autre par des boulons 28, de sorte que la couronne dentée est solidement bloquée dans la gorge de l'accouplement. Ceci constitue un système de montage simple et com- mode de la couronne dentée.
Un train de trois roues folles intermédiaires est disposé ver- ticalement au-dessus de la couronne dentée 26. La roue la plus large du train, 29, possède le même diamètre que la couronne dentée 26 et tourne autour d'un tourillon 31. La seconde est une roue plus petite 32, montée sur un tourillon 33, et la troisième est une roue 34 de même diamètre que la roue
32 et est montée sur un tourillon 35. Les tourillons 31,33 et 35 sont sup- portés par des éléments de bâti 36, eux-mêmes supportés par les bâtis en A.
Le bâti de support n'est pas représenté en détail sur les des- sins,car il ne constitue pas une caractéristique de l'invention. L'essen- tiel est que les tourillons 31, 33 et 35 soient immuablement supportés. Le vilebrequin 11 est indiqué par la flèche comme tournant en sens inverse des aiguilles d'une montre à la figure 1. Ce sens correspond à la position de marche avant du moteur. La roue 34 tourne nécessairement en sens inverse.
A la figure 1, le mécanisme de changement de marche est représenté dans la position de marche avant. Le sens de la rotation de la roue 34 est important parce qu'il détermine la sollicitation exercée sur la position du mécanisme de changement de marche sous l'influence des réactions d'entraînement.
La roue 34 est la roue motrice du train de changement de marche et les roues 32 et 29 sont des roues folles intermédiaires. A l'arbre à cames 23 est fixée une roue dentée 37, de même diamètre primitif que la roue 26, et comme le train d'engrenages interposé entre ces deux roues est composé d'un nombre impair d'éléments intermédiaires, les arbres 11 et 23 tournent dans le même sens et à des vitesses angulaires égales.
Entre la roue motrice 34 et la roue 37, qui est l'élément ré- .cepteur du train inverseur, sont interposées deux roues folles déplaçables 38 et 39.
La roue 38 tourne sur un tourillon constitué sur un axe au pivot 41 et la roue 39 tourne sur un tourillon constitué sur un axe ou pi- vot 42. Ces deux axes se comportent à la façon d'axes d'articulation aux extrémités opposées d'un châssis d'écartement en forme de losange 43, com- posé de deux plaques latérales identiques assemblées par des boulons et pièces d'écartement, indiqués généralement en 44 (voir figure 2). La cons- truction de ce châssis 43 est classique et a été suffisamment représentée sur les dessins. Il a simplement pour rôle de maintenir l'écartement voulu entre les axes des roues intermédiaires 38 et 39 de telle manière que ces roues soient toujours en prise. La roue 39 engrène avec la roue commandée 37.
Son tourillon 42 est approximativement au même niveau que l'arbre à cames 23 et est situé presque verticalement au-dessus de l'axe de la roue motrice 34.
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La roue 39 est guidée suivant une orbite circulaire, ayant son centre sur l'axe de l'arbre à cames 23, par un châssis en forme de losange 45 composé ,de deux plaques cintrées qui sont assemblées par des boulons et pièces d'écartement, généralement indiqués en 46. Le bâti 45 pivote à l'une de ses extrémités'sur l'arbre à cames 37 et est articulé à l'extrémité supé- rieure du châssis 43 par le pivot 42.
Un châssis de soutien, composé de deux plaques triangulaires 47 assemblées par des boulons et pièces d'écartement 48, pivote autour du pivot 35 et est articulé à l'extrémité inférieure du châssis 43.
Ainsi, la roue folle 39 est guidée suivant une trajectoire cour- be presque verticale, et la roue folle 38 est guidée suivant une trajectoire courbe presque horizontale. Dans la position de marche avant, l'axe du tou- rillon 41 est situé en C et, dans la position de marche arrière, cet axe est situé au point.D. Il s'ensuite que, lorsque la roue 38 pivote vers la gauche de la figure 1 à partir de la position représentée sur cette figure, la roue 39 et le châssis de support 45 s'élèvent pendant la première moitié de ce mouvement et redescendent pendant la seconde moitié.
En bref, le châssis 43 et le châssis 47 constituent un méca- nisme.à genouillère entre le pivot 35 et le pivot 42, le pivot 35 étant fixe par rapport au bâti du moteur et le pivot 42 étant guidé par le châssis 45.
Au moment où la genouillère passe au delà de sa position d'alignement ou mé- diane, elle se trouve sollicitée vers l'une ou l'autre de ses deux positions limites opposées par le poids des organes 43, 45 et 47 et des pièces suppor- tées par ces organes, notamment des roues folles intermédiaires 38 et 39.
On peut augmenter la sollicitation réversible ainsi exercée sur le méca- nisme en augmentant le poids de l'un quelconque des éléments.
Bien entendu, cette sollicitation réversible pourrait être créée par toute force qui solliciterait le pivot 42 vers le pivot 35. Il est préférable et normalement suffisant de s'en remettre au poids des pièces, mais tout dispositif qui tendrait à faire basculer le pivot formant point d'appui 42 vers le bas, ou qui solliciterait le châssis 45 dans le sens inverse des aiguilles d'une montre, suffirait. A cet effet, un ressort peut être considéré comme étant à peu près l'équivalent d'un poids.
Comme la roue motrice 34 tourne dans le sens des aiguilles d'une montre dans la position de marche avant représentée à la figure 1, le couple de réaction sollicite les pièces mobiles du mécanisme de changement de marche vers la position qu'il occupe sur cette figure. De même, comme la roue 34 tournera en sens inverse du précédent dans la position de marche arrière, elle développera un couple sollicitant les pièces mobiles dans le sens oppo- sé, c'est-à-dire le sens voulu.
Pour effectuer le changement de marche, un servo-moteur est ac- couplé avec le châssis 47. Ce servo-moteur comprend deux cylindres 51 et 52 disposés suivant le même axe. Une tige de piston 53 traverse les deux cylin- dres et se prolonge au delà de chacun d'eux, cette tige portant un piston 54 dans le cylindre 51 et un piston 55 dans le cylindre 52. Le cylindre 51 est simplement un cylindre moteur à double effet dont l'action est régie par le levier de commande 22. Les liaisons de commande sont du type courant et n'ont pas été représentées. Les deux chambres terminales de travail du cy- lindre 52 communiquent entre elles par un conduit de section limitée. Le cylindre 52 est rempli d'huile de telle sorte qu'il se comporte comme un dispositif amortisseur ou retardateur pour régler la vitesse du déplacement de la tige de piston 53.
L'extrémité supérieure de la tige 53 du piston est reliée par une bielle 56 au châssis 47. Par conséquent, lorsque la tige 53 est poussée vers le haut, le mécanisme de changement de marche vient à la position de la figure 1, Le mouvement de cette tige 53 vers le bas amène le mécanisme à la position de marche arrière. Pour déterminer positivement ces deux po- sitions, un collier de butée réglable 57 est vissé sur l'extrémité inférieure de la tige 53 et détermine la position de marche avant par sa rencontre avec
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le fond inférieur du cylindre 52. La position de marche arrière est détermi- née par un collier de butée semblable 58 vissé sur l'extrémité supérieure de la tige 53 et coopérant avec le fond supérieur du cylindre 51.
En modifiant la position des colliers de butée 57 et 58, on mo- difierait évidemment l'instant de l'action sur laquelle influe le changement de marche. Dans le cas du moteur représenté, cette action est le commence- ment de l'injection du combustible. Par conséquent, les colliers réglables 57 et 58 constituent un dispositif permettant de modifier l'avance à l'injec- tion du combustible.
On a aussi représenté une butée 59 qui coopère avec l'extrémité extérieure du châssis 45. Cette butée est réglable et, dans les conditions normales, est amenée à une position d'inactivité. Son rôle est de faciliter la mise en position du châssis 45 pendant le montage et les opérations de mise au point du moteur, après quoi cette butée est déplacée vers le bas.
Il ressort de la figure 2 que le mécanisme de changement de marche est de largeur limitée, mesurée dans la direction de l'axe du vile- brequin. En montant la couronne dentée 26 autour de l'accouplement du vile- brequin, il devient possible de disposer le mécanisme de changement de marche entier entre deux cylindres adjacents en un point du bâti du moteur où les cylindres sont modérément espacés l'un de l'autre.
La disposition des roues dentées 34, 38 et 39 suivant une ligne approximativement verticale a comme conséquence que les.éléments déplaçables du mécanisme de changement de marche couvrant une partie de l'espace consi- dérable existant entre le vilebrequin 11 et l'arbre à cames 23. Elle rend en outre possible d'utiliser le poids des éléments déplagables pour obtenir une sollicitation réversible vers la position désirée, laquelle sollicitation, lorsqu'elle est secondée par le couple d'entraînement développé par la roue motrice 34, assure la stabilité du mécanisme. Ceci est tout particulièrement important sur les navires. Le- mécanisme représenté ne comporte pas de dispo- sitif de verrouillage et serait néanmoins stable sur un navire jusqu'à un angle de roulis ou bande de 55 .
Il ressort de ce qui précède que la disposition représentée possède plusieurs caractéristiques importantes. En premier lieu, la struc- ture de guidage constitue un mécanisme à genouillère qui, s'il est convena- blement chargé, exerce une sollicitation réversible qui tend à assurer la stabilité dans chacune des positions. En second lieu, avec la disposition verticale représentée, cette sollicitation peut être obtenue en utilisant le poids du mécanisme de changement de marche lui-même, ce qui supprime la nécessité d'avoir recours à une force indépendante. En troisième lieu, le train d'engrenages est disposé de telle sorte que le couple exercé sur le mécanisme moteur a un effet stabilisateur parce que le couple lui-même solli- cite ce mécanisme vers celle des positions qu'il peut occuper.
Ces caractéristiques sont importantes à la fois séparément et en combinaison. Le moteur particulier choisi à titre d'exemple illustre un cas extrême dans lequel la distance qui sépare l'axe du vilebrequin de l'axe de l'arbre à cames est grande et dans lequel les éléments mobiles du méca- nisme de changement de marche sont situés près du sommet du moteur et, par conséquent, sont spécialement sujets aux effets perturbateurs créés par le roulis d'un navire. Cette application a été choisie pour faire ressortir le grand avantage de l'invention dans une installation de ce type, mais l'invention n'est pas limitée à une telle application.
Le mécanisme à genouillère peut, à l'aide d'un mécanisme appro- prié le chargeant, être établi de manière à assurer la sollicitation primaire désirée et le poids des pièces peut être mis à profit pour produire ladite charge dans des dispositions autres que celle particulièrement décrite ci- dessus. Par exemple, dans le cas où l'arbre à cames 23 serait placé près du vilebrequin 11, le train de roues folles intermédiaires 29,32, 34 pourrait être raccourci, ou même entièrement supprimé, mais on devra toutefois s'as- surer que la poussée exercée par la roue 34 sur les éléments mobiles du train
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inverseur est telle qu'elle assure la sollicitation secondaire nécessaire, c'est-à-dire la sollicitation résultant du couple dû à l'entraînement.
Si ces caractéristiques ont été convenablement coordonnées, les avanta- ges du présent mécanisme de changement de marche perfectionné pourront être mis à profit avec des moteurs de types divers.
L'application de l'invention à une machine marine verticale a été décrite avec beaucoup de détails, mais il doit être bien entendu que cette application ne constitue qu'un exemple commode, et que l'invention n'est pas limitée aux détails de construction particuliers qui ont été décrits et représentés.
REVENDICATIONS.
1. Moteur à mouvement alternatif comprenant : un vilebrequin et un arbre secondaire servant à régir au moins un des événements du cycle du moteur et exigeant d'être déplacé de l'une à l'autre de deux positions angulaires distinctes par rapport à une position donnée du vilebrequin dans le but de régler la périodicité dudit événement pour la rotation dudit vi- lebrequin en marche avant ou en marche arrière, une roue dentée motrice entraînée par le vilebrequin, une roue dentée réceptrice faisant tourner l'arbre secondaire, une première roue folle intermédiaire engrenant avec la roue motrice, une seconde roue folle intermédiaire engrenant avec la roue réceptrice et avec la première roue folle intermédiaire, un premier guide contraignant l'axe de la seconde roue folle intermédiaire à se mou- voir suivant une ligne courbe,
autour de l'axe de la roue réceptrice, dans une direction allant généralement en se rapprochant et s'éloignant de l'axe de la roue motrice, un second guide servant à contraindre l'axe de la pre- mière roue folle intermédiaire à se mouvoir suivant une ligne courbe, autour de l'axe de la roue motrice, entre deux positions limites situées de part et d'autre de la ligne imaginaire reliant les axes de la roue motrice et de la seconde roue folle intermédiaire, et un dispositif d'arrêt servant à limiter le déplacement de ce guide dans chacun des sens du mouvement.
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ALTERNATIVE MOVEMENT MOTOR.
The present invention relates to the gear shift mechanisms of engines comprising a crankshaft, which is the main driving shaft, and a secondary shaft, called "timing" or "cam", which regulates the frequency. engine cycle events.
As a very simple engine that can serve as a basis for discussion, a two-stroke diesel engine of the single-acting, terminal-exhaust type was chosen, although the principles on which the invention is based are likely to be applied to the adjustment of the periodicity in steam engines and diesel engines of other types than that particularly mentioned.
In a two-stroke diesel engine such as the one specified, the action to be timed is the start of fuel injection. When the fuel injection is determined by the action of a cam of the camshaft on the movable element of the fuel injection pump, which is the usual arrangement, it is necessary that the camshaft rotates so as to present either side of the cam projection to the cam follower roller at a point close to the dead center on the cylinder head side.
In practice, if 'Ion assumes that the crankshaft is at rest and that the gear change mechanism is moved between its forward and reverse positions, the desired effect is to rotate through an angle. appropriate camshaft. In the case of the particular engine envisaged, this angle is 112 This angle is given only as an example, the precise angle depending, of course, on the construction of the cam and other characteristics of the cam. engine.
Such angular displacement has been obtained in very different ways, one of which consists in making use of a sort of planetary gear interposed between a driving toothed wheel rotating with the crankshaft and a receiving toothed wheel rotating with the crankshaft. camshaft. Two planet gears
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mounted insane and mutually engaged mesh on the other hand, one with the driving wheel, the other with the receiving wheel. The first is guided in an orbit having its center on the axis of the drive wheel and the second is guided in an orbit having its center on the axis of the receiving wheel.
Means are provided to limit the amplitude of the movement.
The present invention contemplates the incorporation, in a control mechanism of this type, of a device for guiding the satellite pinions which is set up so as to constitute a kind of toggle on which the weight of the parts or another. force can act in such a way as to ensure a reversible stress, that is to say to stress the mechanism towards that of the adjustment positions which is required.
There are other additional possibilities. In the first place, the gears can be arranged so as to cover a large part of the gap existing between the crankshaft and the camshaft and, if this gap is too large to be covered by the shifting gear properly speaking, the rest of the gap can be filled very simply by intermediate idlers.
In the preferred construction, illustrated in the accompanying drawings, the reversible stress is obtained by the weight of the intermediate idler gears as well as, to some extent, by the weight of the guide device associated therewith.
An even more important feature is that the construction of the reversing mechanism is such that the torque developed on the intermediate idlers by the driving toothed wheel contributes to urging the idlers towards whichever of the two operating positions. suitable for the direction of rotation of the motor. Therefore, the train is stable because it tends to stay in the desired operating position. This tendency is important, even in the case of a stationary engine.
A marine engine is subjected to more severe requirements because of the roll of the vessel. Roll can tend to neutralize the stress on the shift mechanism, and even create forces (due to gravity or inertia) which stress this mechanism in a direction opposite to the desired position. The mechanism described below has desirable characteristics in this regard because the normal stress can only be neutralized after the vessel has rolled a large band angle from its upright position.
In the case of the particular motor shown, this angle is of the order of 55, and this value could even be increased by subjecting the toggle that constitutes the mechanism's support linkage to the action of a additional load or force. - '
Such stability is important because the gear shift mechanism must be actuated by a motor and the addition of positive locks to such a motor-driven mechanism causes considerable complication and results in an increase in initial installation and maintenance costs. Many gear change mechanisms, which have moreover been very satisfactory, had the economically important drawback of requiring an auxiliary locking mechanism whose mode of action was not satisfactory.
The engine chosen as an illustration of an extreme case is of the type in which the camshaft is placed near the cylinder head, so that the distance to be bridged between the crankshaft and the camshaft is ma- ximumo In this example, three intermediate idle wheels are provided to reduce the distance to be covered by the gear change train itself. It goes without saying that when the camshaft is relatively close to the crankshaft, the intermediate wheel set will be unnecessary. The principles of the invention can easily be adapted to such an engine.
In very large engines, it is necessary to establish the crankshaft in several sections, which are connected by couplings.
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The gear shift mechanism which is the object of this invention is particularly suitable for engines of this type, because the primary drive or drive wheel can be mounted on one of the crankshaft couplings, and the An entire gear train disposed between the crankshaft and the camshaft may be accommodated in the space above the coupling between two adjacent cylinders of the engine. Thus, in a nine-cylinder engine in which the camshaft and the crankshaft are both of considerable length, it is possible to arrange the control mechanism between the fourth and fifth cylinders and thus actuate the shaft. with cams from a point close to its midpoint.
The same advantage is possible, but is of less importance, in the case of engines with lower numbers of cylinders.
The construction just discussed makes it possible to support the main elements of the gear train by the motor frame. The arrangement is such that the movable entry wheels can have moderate dimensions and weight.
The above considerations will be better understood with the aid of the detailed description given below of the preferred embodiment, shown in the accompanying drawings in which:
FIG. 1 is a vertical section, perpendicular to the axis of the crankshaft, of a polycylindrical vertical engine. The section plane is adjacent to the gear shift mechanism, which is shown in detail.
Fig. 2 is a fragmentary side elevational view of the engine with parts of the casing believed to be broken away to show the shift mechanism shown partly in elevation and partly in section.
FIG. 3 is a cross section of the camshaft and shows, by continuous lines, the forward position of one of the fuel cams and, by broken lines, the reverse position of this cam. These two positions of the cam correspond to the same position of the crankshaft and indicate the angular displacement which it is necessary to give to the camshaft to effect the reversal of the direction of the engine.
We will first review the main elements of the engine.
A portion of the base plate is visible at 6 and one of the A-shaped frames is indicated at 7. It is of course provided, supported by the base plate, a number of these A-frames. supporting the various cylinders and related parts. In Figure 2, portions of two cylinders are visible at 8, and the corresponding cylinder heads are visible at 9.
The crankshaft 11 is established in several sections interconnected by couplings 10, the half-couplings being assembled by bolts 12. The purge air manifold is shown at 13, the exhaust manifold at 14, the cooling water collector in 15 and the lubricating oil collector in 16. The lubricating pump
17 is operated by a gear train 18, 19, 21. The motor control lever is indicated at 22. The invention does not relate to any of the parts listed above.
The engine camshaft is marked 23. It is placed near the upper end of cylinders 8, on one side of them. As is customary in engines of this type, the camshaft is provided with a series of suitably spaced cams, one cam per cylinder, each actuating an injection pump. fuel related to this cylinder. The cams occupy appropriate positions on their shaft and actuate the corresponding pumps at suitably set times.
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One of these cams is indicated at 24, FIG. 3. As is well known to those skilled in the art, the change of engine speed involves an angular displacement of a well-determined value of the camshaft 23, relative to to the crankshaft 11. In Figure 3, the cam 24 is shown in solid lines in its forward position. To reverse the engine, it is necessary that the camshaft 23 is offset with respect to the crankshaft 11, to come to a position in which the cam 24 occupies the position drawn in dotted lines in figure 3. In this case , the angular displacement is 112. The roller 25 is the cam follower and is reciprocated in the direction A-B, shown in Figure 3.
As the camshaft 23 is placed near the top of the engine and the crankshaft 11 is at the base, it is necessary to use a number of idler gears to transmit movement from one shaft to the other. .
A ring gear 26 in several pieces is mounted in a groove surrounding the coupling 10 and is locked in this throat by rings forming wedges 27. These rings are pulled towards each other by bolts 28, so that the ring gear is securely locked in the groove of the coupling. This constitutes a simple and convenient mounting system for the ring gear.
A train of three intermediate idle wheels is arranged vertically above the ring gear 26. The widest wheel of the train, 29, has the same diameter as the ring gear 26 and rotates around a journal 31. The second is a smaller wheel 32, mounted on a trunnion 33, and the third is a wheel 34 of the same diameter as the wheel
32 and is mounted on a journal 35. The journals 31, 33 and 35 are supported by frame elements 36, themselves supported by the A-frames.
The support frame is not shown in detail in the drawings, since it does not constitute a feature of the invention. The main thing is that the journals 31, 33 and 35 are immutably supported. Crankshaft 11 is indicated by the arrow as rotating counterclockwise in Figure 1. This direction corresponds to the forward running position of the engine. The wheel 34 necessarily turns in the opposite direction.
In Figure 1, the gear change mechanism is shown in the forward gear position. The direction of rotation of the wheel 34 is important because it determines the stress exerted on the position of the shifting mechanism under the influence of the drive reactions.
The wheel 34 is the driving wheel of the shift train and the wheels 32 and 29 are intermediate idle wheels. To the camshaft 23 is fixed a toothed wheel 37, of the same pitch diameter as the wheel 26, and as the gear train interposed between these two wheels is composed of an odd number of intermediate elements, the shafts 11 and 23 rotate in the same direction and at equal angular speeds.
Between the driving wheel 34 and the wheel 37, which is the receiving element of the reversing gear, are interposed two movable idle wheels 38 and 39.
The wheel 38 rotates on a journal formed on an axis to the pivot 41 and the wheel 39 rotates on a journal formed on an axis or pivot 42. These two axes behave in the manner of articulation pins at the opposite ends of the wheel. 'a diamond-shaped spacer frame 43, composed of two identical side plates assembled by bolts and spacers, generally indicated at 44 (see figure 2). The construction of this frame 43 is conventional and has been sufficiently shown in the drawings. Its role is simply to maintain the desired spacing between the axes of the intermediate wheels 38 and 39 so that these wheels are always engaged. The wheel 39 meshes with the controlled wheel 37.
Its journal 42 is approximately level with the camshaft 23 and is located almost vertically above the axis of the drive wheel 34.
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The wheel 39 is guided in a circular orbit, having its center on the axis of the camshaft 23, by a diamond-shaped frame 45 composed of two curved plates which are joined by bolts and spacers , generally indicated at 46. The frame 45 pivots at one end on the camshaft 37 and is articulated at the upper end of the frame 43 by the pivot 42.
A support frame, composed of two triangular plates 47 assembled by bolts and spacers 48, pivots around the pivot 35 and is articulated at the lower end of the frame 43.
Thus, idle wheel 39 is guided along an almost vertical curved path, and idle wheel 38 is guided along an almost horizontal curved path. In the forward position, the axis of the journal 41 is located at C and, in the reverse position, this axis is located at point D. It follows that, when the wheel 38 is pivoted to the left of Figure 1 from the position shown in this figure, the wheel 39 and the support frame 45 rise during the first half of this movement and descend during the first half of this movement. the second half.
Briefly, the frame 43 and the frame 47 constitute a toggle mechanism between the pivot 35 and the pivot 42, the pivot 35 being fixed relative to the motor frame and the pivot 42 being guided by the frame 45.
When the toggle passes beyond its alignment or median position, it is urged towards one or the other of its two limit positions opposed by the weight of the components 43, 45 and 47 and of the parts. supported by these components, in particular intermediate idle wheels 38 and 39.
The reversible stress thus exerted on the mechanism can be increased by increasing the weight of any one of the elements.
Of course, this reversible stress could be created by any force which would urge the pivot 42 towards the pivot 35. It is preferable and normally sufficient to rely on the weight of the parts, but any device which would tend to tilt the pivot forming the point. support 42 downwards, or which would urge the frame 45 in the anti-clockwise direction, would suffice. For this purpose, a spring can be thought of as roughly the equivalent of a weight.
As the drive wheel 34 rotates clockwise in the forward position shown in FIG. 1, the reaction torque urges the moving parts of the shift mechanism towards the position it occupies on this figure. Likewise, as the wheel 34 will turn in the opposite direction to the previous one in the reverse gear position, it will develop a torque urging the moving parts in the opposite direction, that is to say the desired direction.
To effect the gear change, a servo motor is coupled with the frame 47. This servo motor comprises two cylinders 51 and 52 arranged along the same axis. A piston rod 53 passes through the two cylinders and extends beyond each of them, this rod carrying a piston 54 in the cylinder 51 and a piston 55 in the cylinder 52. The cylinder 51 is simply an engine cylinder. double-acting, the action of which is governed by the control lever 22. The control links are of the standard type and have not been shown. The two end work chambers of the cylinder 52 communicate with each other via a duct of limited section. The cylinder 52 is filled with oil so that it behaves like a damper or retarder device to regulate the speed of movement of the piston rod 53.
The upper end of the piston rod 53 is connected by a connecting rod 56 to the frame 47. Therefore, when the rod 53 is pushed upward, the gear shift mechanism comes to the position of Figure 1. of this rod 53 downwards brings the mechanism to the reverse position. To positively determine these two positions, an adjustable stop collar 57 is screwed onto the lower end of the rod 53 and determines the forward position by its meeting with
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the lower bottom of cylinder 52. The reverse position is determined by a similar stop collar 58 screwed onto the upper end of rod 53 and co-operating with the upper base of cylinder 51.
By modifying the position of the stop collars 57 and 58, one would obviously modify the instant of action on which the change of rate influences. In the case of the engine shown, this action is the start of fuel injection. Therefore, the adjustable collars 57 and 58 constitute a device for modifying the fuel injection advance.
There is also shown a stop 59 which cooperates with the outer end of the frame 45. This stop is adjustable and, under normal conditions, is brought to an inactivity position. Its role is to facilitate the positioning of the frame 45 during assembly and the tuning operations of the motor, after which this stop is moved downwards.
It can be seen from FIG. 2 that the gear change mechanism is of limited width, measured in the direction of the crankshaft axis. By mounting the ring gear 26 around the crankshaft coupling, it becomes possible to arrange the entire shift mechanism between two adjacent cylinders at a point on the engine frame where the cylinders are spaced moderately apart from one another. 'other.
The arrangement of the toothed wheels 34, 38 and 39 along an approximately vertical line results in the movable elements of the gear shift mechanism covering a part of the considerable space existing between the crankshaft 11 and the camshaft. 23. It further makes it possible to use the weight of the movable elements to obtain a reversible bias towards the desired position, which bias, when assisted by the driving torque developed by the drive wheel 34, ensures the stability of the drive. mechanism. This is especially important on ships. The mechanism shown does not include a locking device and would nonetheless be stable on a ship up to a roll or band angle of 55.
It follows from the above that the arrangement shown has several important characteristics. First, the guide structure constitutes a toggle mechanism which, if properly loaded, exerts a reversible stress which tends to provide stability in each of the positions. Second, with the vertical arrangement shown, this stress can be achieved by using the weight of the shift mechanism itself, eliminating the need for independent force. Third, the gear train is so arranged that the torque exerted on the motor mechanism has a stabilizing effect because the torque itself urges this mechanism towards that of the positions it can occupy.
These characteristics are important both separately and in combination. The particular engine chosen as an example illustrates an extreme case in which the distance which separates the axis of the crankshaft from the axis of the camshaft is great and in which the movable elements of the shifting mechanism are located near the top of the engine and, therefore, are especially subject to the disturbing effects created by the rolling of a ship. This application was chosen to bring out the great advantage of the invention in an installation of this type, but the invention is not limited to such an application.
The toggle mechanism may, with the aid of a suitable loading mechanism, be set up to provide the desired primary stress and the weight of the parts may be utilized to produce said load in arrangements other than that. particularly described above. For example, in the event that the camshaft 23 is placed close to the crankshaft 11, the intermediate idle wheelset 29, 32, 34 could be shortened, or even entirely eliminated, but one must however ensure that the thrust exerted by the wheel 34 on the moving elements of the train
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inverter is such that it provides the necessary secondary stress, that is to say the stress resulting from the torque due to the drive.
If these features have been properly co-ordinated, the advantages of the present improved shift mechanism can be utilized with various types of engines.
The application of the invention to a vertical marine machine has been described in great detail, but it should be understood that this application constitutes only a convenient example, and that the invention is not limited to the details of particular construction which have been described and shown.
CLAIMS.
A reciprocating engine comprising: a crankshaft and a secondary shaft serving to control at least one of the events of the engine cycle and requiring to be moved from one to the other two distinct angular positions with respect to a position data of the crankshaft in order to adjust the periodicity of said event for the rotation of said crankshaft in forward or reverse gear, a driving toothed wheel driven by the crankshaft, a receiving toothed wheel rotating the secondary shaft, a first wheel intermediate idler meshing with the driving wheel, a second intermediate idler wheel meshing with the receiving wheel and with the first intermediate idler wheel, a first guide forcing the axis of the second intermediate idler to move along a curved line,
around the axis of the receiving wheel, in a direction generally approaching and away from the axis of the driving wheel, a second guide serving to force the axis of the first intermediate idler wheel to be move along a curved line, around the axis of the driving wheel, between two limit positions located on either side of the imaginary line connecting the axes of the driving wheel and of the second intermediate idler wheel, and a device for 'stop serving to limit the movement of this guide in each direction of movement.