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MOTEUR A COMBUSTION INTERNE-ET PROCEDE D'UTILISATION DE CE MOTEUR.
L'invention est relative aux moteurs à combustion interne fonc- tionnant suivant le cycle à quatre temps.
Le moteur à combustion interne conforme à la présente invention est caractérisé par des moyens qui sont asservis automatiquement aux varia- tions des conditions de fonctionnement du moteur afin de changer le rapport volumétrique.
Suivant une autre caractéristique du moteur à combustion inter- ne conforme à l'invention, ce dernier, qui est du type comprenant au moins : un ensemble cylindre et pzstona et un dispositif pour fournir sous pression de l'air de balayage à un orifice de balayage, comporte des moyens pour re- froidir cet air avant qu'il atteigne l'orifice de balayage, des moyens pour ouvrir et fermer 13 orifice de' balayage en un point déterminé du cycle du moteur-., et des moyens pour faire varier le temps de fermeture d'un orifice d'échappement en fonction de la variation de la charge entraînée par le moteur.
La présente invention concerne en outre un nouveau cycle d'uti- lisation d'un moteur à combustion interne du type à allumage automatique, et dans lequel on fournit au moteur de l'air précomprimé refroidi; ce cycle étant caractérisé-par le fait qu'on fait varier le rapport volumétrique , (appelé aussi taux de compression) en fonction de la variation de la charge du moteur, on comprime l'air se trouvant dans le moteur à une température suffisante pour enflammer le combustible, on injecte à l'intérieur du cy- lindre du combustible destiné à la combustion et finalement on évacue les produits de la combustion hors du cylindre, en contrôlant la températu- re de l'air se trouvant dans le cylindre avant qu'il soit comprimé en fonction de la variation de la charge entraînée par le moteur.
C'est un fait bien connu que la puissance qui peut être fournie par les moteurs à combustion interne fonctionnant suivant le cycle à quatre temps tels qu'ils sont construits actuellement se trouve limitée par les
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températures auxquelles ces moteurs peuvent fonctionner sans détériorer les matériaux dont ils sont construits. Dans la plupart des moteurs, les cylindres contiennent, à pleine charge beaucoup plus d'air qu'il est nécessaire pour obtenir la combustion complète du combustible, mais si on admettait dans les cylindres une quantité de combustible suffisante pour utiliser complètement l'air disponible à la combustion du combustible, les températures réalisées dans les cylindres seraient si élevées qu'elles détruiraient les moteurs.
Les principes de la présente invention s'appliquent également à un moteur fonctionnant suivant le cycle à deux temps.
Dans un moteur à deux temps où chaque course descendante du piston est une course motrice et chaque course ascendante du piston est une course de compression, on doit prévoir des moyens spéciaux pour balayer le cylindre à la fin de la course motrice et au commencement de la course de compression; è'est pourquoi, d'ordinaire, dans un moteur à deux temps, des moyens sont prévus pour comprimer l'air à une pression effective de, par exemple, 0,215 hpz environ, cet air étant admis au cylindre à la fin de la course motrice quand les orifices d'échappement sont ouverts, en vue d'expulser les produits résiduels de la combustion et de fournir aux cylin- dres une charge nouvelle d'air pour assurer la combustion au cours de la cour- se suivante.
En pratique réelle, on peut obtenir ce résultat en méhangeant un groupe d'orifices d'échappement et d'orifices de balayage dans les parois du cylindre sur les côtés opposés par rapport à l'axe de ce dernier et dans une position voisine du point mort bas du piston, de sorte que lorsque le piston s'approche de l'extrémité inférieure de sa course, les orifices s'ou- vrent de telle manière que les gaz d'échappement sortent sur un côté tandis que l'air de balayage pénètre sur l'autre côté du cylindre, monte le long de la paroi de ce dernier, traverse le fond de cylindre et redescend de 1' autre côté pour se diriger vers l'échappement. Aussitôt que le piston se déplace vers le haut pour fermer les orifices, l'échappement et le balayage prennent fin et la phase de compression commence.
Dans un autre mode de réalisation les orifices de balayage sont disposés autour du cylindre de manière à être découverts par le piston vers la fin de'la course motrice,et des soupapes d'échappement sont prévues dans le fond de cylindre, ces dernières s'ouvrant vers la fin de la course motrice pour permettre au produit de la combustion de s'échapper, après quoi les o- rifices de balayage sont ouverts pour permettre;au piston de faire péné- trer l'air de balayage dans le cylindre, la pression régnant dans ce dernier étant tombée au-dessous de la pression de balayage par suite de l'échappe- ment des gaz par les orifices d'échappement.
Avant que le.piston se soit déplacé vers le haut pour recouvrir les orifices de balayage, les soupapes d'échappement sont fermées, et, aussitôt que le piston se déplace vers le haut pour couvrir les orifices de balayage, la phase de compression commen- ce. Ainsi, dans chaque cas, ce qu'on appelle couramment taux de compres- sion est le rapport volumétrique, c'est-à-dire le rapport entre, d'une part, le volume total du cylindre limité à sa partie supérieure par le fond de cylindre et à sa partie inférieure par le piston lorsque les orifices de balayage viennent d'être fermés, et, d'autre part, le volume de l'és- pace mort restant libre entre le fond de cylindre et le piston à la fin de la course de compression, et, dans le moteur de type classique,
la phase de compression commence toujours dès la fermeture des orifices de balayage et se continue jusqu'à ce que le piston atteigne l'extrémité supérieure de sa course.
Si, dans ces conditions, on élève la pression de l'air de bala- yage au-dessus de la valeur usuelle de 0,215 hpz environ pour atteindre une pression plus élevée, le même cycle se reproduit, mais la température et la pression régnant à la fin de la course de compression s'élèvent très ra- pidement et atteignent bientôt des valeurs que le moteur ne peut pas suppor- ter. Il est-exact qu'une augmentation de la pression de compression accroit la puissance du moteur, mais cette propriété èst limitée par la possibilité du moteur, et en particulier des segments de piston, du piston et des soupa- pes, de résister aux températures et aux pressions excessives.
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Si on élève la pression de l'air de balayage et qu'on refroi- disse cet air avant qu'il atteigne le moteur de telle sorte que la tempéra- ture au commencement de la course de compression se trouve abaissée, il est possible d'obtenir à la fin de la course de compression une pression et une température plus basses, mais, malheureusement, dans de nombreuses cir- constances pour lesquelles l'air ambiant se trouve à une température élevée et l'eau de refroidissement à une températurè relativement élevée, cet ef- fet de refroidissement réciproque ne suffit pas pour abaisser suffisamment la température à la fin de la course de compression si l'on conserve les re- lations volume-pression classiques.
C'est pourquoi, conformément à la présente invention, on élève la pression de balayage, et on refroidit l'air envoyé sous pression avant qu'il atteigne le moteur, tout en réduisant le rapport volumétrique.
L'invention est illustrée de façon plus ou moins schématique sur les dessins annexés, dans lesquels
La fig. 1 est une vue en coupe partielle d'un moteur fonctionnant suivant le cycle à quatre temps du type Diesel -ou à injection de combustible auquel les perfectionnements objet de la présente invention peuvent être appliqués;
La fig. 2 est un schéma montrant le calage des soupapes dans un moteur perfectionné conformément à la présente invention;
La fig. 3 est une partie d'un diagramme pression-volume montrant le fonctionnement d'un moteur perfectionné conformément à la présente inven- tion ;
La fig. 4 est une vue analogue à la fig, 1,' :mais représentant un moteur fonctionnant suivant le cycle à quatre temps auquel les perfection- nements conformes à la présente invention peuvent être appliqués;
Les fig. 5 et 6 montrent schématiquement le calage des soupapes réalisé conformément à la présente invention pour des cycles avec et sans balayage respectivement ;
La fig. 7 est un diagramme pressions-volumes correspondant au cycle avec balayage relatif au schéma de calage des soupapes représenté sur la fig. 5;
La-fig. 8 est un diagramme pressions-volumes montrant comment on peut augmenter la puissance d'un moteur fonctionnant conformément à la pré- sente invention, par rapport aux moteurs actuels;
La fig. 9 est un diagramme températures-volumes montrant les températures comparées régnant dans le moteur fonctionnant conformément à l'invention et dans les moteurs de types actuels;
La fig. 10 est une coupe partielle schématique d'une variante d'appareil utilisé pour la mise en oeuvre de l'invention;
La fig. 11 est un graphique représentant les relations existant entre les pressions et les températures dans la variante représentée sur la fig. 10;
La fig. 12 est un graphique montrant l'allure de la courbe de compression de.la variante représentée sur la fig. 10;
La fig. 13 est une coupe verticale d'un moteur perfectionné conformément à l'invention;
La fige 14 est une coupe d'un autre mode de réalisation du dis- ¯positif;
La fig. 15 représente schématiquement les diverses étapes du fonctionnement d'un moteur conforme à l'invention lorsque ce dernier fonction- ne à vide ;
La fig. 16 représente schématiquement le fonctionnement de ce moteur à pleine charge;
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La fig. 17 est un schéma montrant le fonctionnement du moteur conforme à l'invention lorsque le balayage s'y fait par brassage;
La fig. 18 est un diagramme de compression, (I: taux de compres- sion combiné; II: rapport volumétrique des gaz dans le cylindre ; III:taux de compression du turbo-compresseur ; taux de compression d'un compres- seur entraîné par moteur séparé ; V: charge du moteur);
La fig, 19 montre un mécanisme de commande de soupapes pour les soupapes d'échappement 105 ;
La fig. 20 est une vue en plan de la fig, 19; et
La fig. 21 représente schématiquement le déplacement de la soupa- pe.
Sur la fig. l est représenté un cylindre typique d'un moteur fonctionnant à quatre temps du type Diesel auquel peuvent être appliqués les perfectionnements objet de la présente invention. Dans le cylindre de-moteur 10 représenté sur cette figure,, un piston 11 se déplace d'un mou- vement alternatif. Dans le fond de cylindre 12 sont disposées de la manière usuelle une soupape d'admission 14 et une soupape d'échappement 15. Ces sou- papes peuvent être commandées de toute manière convenable, par exemple' par des mécanismes à cames, non représentés, pour établir et pour interrompre la communication avec le cylindre et l'orifice d'admission 16 et l'orifice d'échappement 17, respectivement. Les soupapes 14 et 15 peuvent être main- tenues en position fermée par les ressorts usuels ou d'autres moyens, non représentés.
L'orifice d'admission 16 est relié à une canalisation qui peut être alimentée en air au moyen d'un compresseur ou. pompe 19 de type quelconque convenable, l'air passant de la pompe à la canalisation traver- sant de préférence un refroidisseur d'air 20.
Dans l'emploi du moteur décrit ici, on préfère assurer la compres- sion au moyen d'un ventilateur ou pompe 19, bien qu'on n'ait pas l'intention de limiter la présente invention à l'utilisation d'un compresseur. De pré- férence,toutefois on comprime l'air à une pression sensiblement supérieure à celle employée ordinairement dans les moteurs de ce type.
L'élévation de la pression de l'air provoque une augmentation correspondante de la tempéra- ture de l'air, et, si l'on fait fonctionner le moteur avec une pression d'ad- mission supérieure à celle utilisée ordinairement, l'air débité par la pompe 19 se trouve à une température bien supérieure à celle de l'air comprimé aux pressions fournies ordinairement par le compresseur, disposition qui per- met à son tour de retirer une quantité considérable de chaleur de l'air utilisé pour la compression. Par exemple, sur des locomotives où on utilise l'atmosphère extérieure pour refroidir l'air du compresseur, la température extérieure permet d'enlever une quantité considérable de chaleur s'il existe une différence suffisante de température entre l'atmosphère et l'air compri- mé fourni par le compresseur.
Les avantages résultant d'une compression ef- fectuée à des pressions plus élevées que celles employées ordinairement seront expliqués ci-après de façon plus détaillée.
Conformément à l'invention, après la course d'échappement, on ouvre la soupape d'admission pour admettre de l'air dans le cylindre. Ordi- nairement, la soupape d'admission reste ouverte sensiblement pendant toute la course d'admission du moteur, alors que, conformément à l'invention, la soupape d'admission se ferme avant que le piston atteigne la position correspondant au point mort inférieur de la course d'admission. En consé- quence, après que la soupape d'admission est fermée, la charge contenue dans le cylindre se détend, ce qui diminue la pression et la température de cette charge.
Il en résulte qu'au commencement de la course de compression, l'air se trouve à une pression et à une température plus basses que pendant la première partie de la course d'admission. Le diagramme de calage des soupa- pes représenté sur la fig. 2 montre que la soupape d'admission est fermée en et, par conséquent, entre et,2.. la charge contenue dans le cylindre se détend et se refroidit. De e à f, on comprime la charge contenue dans le cylindre par suite de la course ascendante du piston et l'allumage a lieu en un point situé au voisinage de l'extrémité de la course de compression.
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Les gaz brûlés chassent alors le piston vers le bas au cours de la course motrice et la soupape d'échappement s'ouvre approximativement en µ et reste ouverte de d à b comme indiqué par l'arc s. La soupape d'admission s'ouvre en a et le balayage a lieu de a à b. Ensuite la soupape d'échappement se ferme en b, la soupape d'admission reste ouverte jusqu'en.2 et le cycle se répétée L'arc t indique la partie du cycle dans laquelle la soupape d'admis- sion 14 reste ouverte.
Si l'on considère d'abord la course motrice du moteur,la pres- sion des gaz qui règne dans le cylindre tombe suivant la ligne g (fig. 3) au cours de la course descendante du piston du moteur. Avant d'atteindre le point mort bas e, la soupape d'échappement 15 s'ouvre, en d (fig. 2), ce qui provoque une chute de pression de la courbe g fig. 3) jusqu'à la ligne Po qui correspond à la contrepression régnant dans la canalisation d' échappement.
Au cours de la course ascendante du piston., les gaz d'échap- pement sont expulsés par la soupape d'échappement et, au point a (fig. 3), la soupape d'admission s'ouvre, et, de a à b (fig. 2 et 3), les soupapes d'admission 14 et d'échappement 15 se trouvent toutes deux ouvertes en même tempso Cette période est celle de balayage pendant laquelle l'air envoyé , sous pression du compresseur ou ventilateur 19 s'écoule dans le cylindre au-dessus du piston et chasse, par la soupape d'échappement 15,les gaz d'é- chappement qui restent dans l'espace mort.
Au point b (fig. 2 et 3), la soupape d'échappement se ferme alors que la soupape d'admission reste ou- vertede sorte que l'air venant de la pompe 'ou compresseur 19 élève rapi- dement la pression régnant dans le cylindre jusqu'à la pression P2, qui est la pression maintenue dans le collecteur 18.
La course descendante du piston de b en.0 (fig. 2) est également une course motrice puisque la pression P est supérieure à la pression qui s'exerce sur la face inférieure du piston 11. Au point,2, lorsqu'on approche de la fin de la course d'admission, la soupape d'admission 14 se ferme pour interrompre l'alimentation en air en provenance du collecteur 18 et cela pen- dant tout le reste de la course du piston, l'air se trouvant dans le cylindre se détendant polytrqpiquement de .0 à e pour passer de la pression P2 à la pression P1.
Lorsque le piston se déplace vers le haut au cours de la course suivante, de e à f (fig. 2). la charge d'air se trouve comprimée suivant la ligne de pression h (fig. 3). L'extrémité supérieure du diagramme pres- sions-volumes h'est pas représentée sur la fig. 3. La combustion a lieu à la fin de la course de,compression et la pression descend au cours de la course motrice suivante., comme l'indique la ligne de pression g (fig. 3).
, Bien que le fait de fermer la soupape d'admission avant l'achè- vement de la course d'admission constitue le mode d'application préféré de ' la présente invention à un moteur,tout autre moyen permettant de détendre ou d'abaisser la pression régnant dans la charge contenue dans les cylindres du moteur peut être utilisé avec succès. '
Par exemple., la soupape d'échappement ou la soupape d'admission peut être ouverte pendant une courte période au cours de la course de com- pression., ou bien l'on peut prévoir une autre soupape qui peut être ouverte assez longtemps pour produire la réduction désirée de la pression régnant dans le cylindre.
Au cours de chaque cycle., les gaz qui se trouvent dans le cylin- dre d'un moteur traversent un domaine de températures très étendu, La tem- pérature la plus basse est atteinte au commencement de la course de compres- sion ou pendant la course d'admission... Elle peut être de l'ordre de 93 C environ. Au cours de la course de compression, cette température s'accroît progressivement pour atteindre la température finale.
T2 = T1 x (V1/V2) n=1 formule dans laquelle T est la température de la charge contenue.dans le cylindre au commencement de la course de compression, V2 est le volume de l'espace mort en fond de cylindre, V1, la somme de la cylindrée augmentée du volume V2, et n, le coefficient polytropique. La température maximum
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de la combustion est fonction du combustible brûlé par masse unitaire d'air, et, par conséquent, croit comme la pression effective moyenne.
Dans le dia- gramme théorique qui ne considère pas que la combustion puisse se prolonger au-delà de la durée prévue, la température régnant pendant la course de dé- tente suit une courbe correspondant à une détente polytropique, et la tempé- rature moyenne régnant au cours de cette course augmente avec la températu- re finale de combustion, qui est également la température initiale de la période de détente. ,
On peut démontrer que les températures régnant au cours des pha- ses de compression, de combustion et de détente du cycle pour n'importe quel- le charge et n'importe quel rendement de cycle donnés sont intégralement fon-e- tion de la température initiale de compression. Ainsi donc, si l'on abais- se la température initiale de-compression, toutes les températures du cycle se trouvent abaissées.
Il,en résulte qu'un moteur donné, conçu pour résister à une cer- taine température maximum de combustion, fournira, à ces mêmes températures, une puissance effective moyenne plus élevée que si l'on abaisse la tempéra- ture de compression.
C'est un fait bien connu que , lorsqu'on comprime de l'air adia- batiquement, sa température s'élève, l'élévation de température étant fonc- tion du rapport volumétrique et du coefficient polytropique de l'air. Ainsi, lorsque le compresseur fournit au moteur- de l'air sous une pression effec- tive d'environ 0,357 hpz, la température de l'air à la sortie du compres- seur, qui est également le côté admission du moteur, se trouve augmentée d' environ 36 C au-dessus de la température d'admission dans le compresseur.
La charge d'air admise dans le cylindre du moteur est par conséquent à une température de 36 C plus élevée'que la charge d'air admise dans un moteur sans compresseur; si l'on admet que la température ambiante est d'environ 21 C, la température de l'air admis est d'environ 36 C + 21 C soit 57 C environ. Pour une pression effective moyenne normale mesurée au frein, avec et sans compresseur, toute augmentation d'un degré de la température de l'air d'admission augmente la température moyenne du cycle d'environ deux degrés.
Ainsi,.alors qu'une augmentation de la pression d'air dans le collecteur d'admission permet d'augmenter la pression effective moyenne approximative- ment dans le même rapport que la pression absolue régnant dans le collecteur pour la même température moyenne du cycle, et par conséquent le même bilan thermique pour le moteur que dans le cas d'un moteur sans compresseur, l'aug- mentation de la température régnant dans le collecteur par suite de la com- pression de l'air a, comme il a été expliqué, l'effet opposé et la pression effective moyenne est inversement proportionnelle à la température régnant dans le collecteur d'admission pour une température moyenne du cycle constan- te.
Le rendement par unité de volume d'un moteur surcompressé peut, par conséquent, être considérablement augmenté si l'on refroidit l'air four- ni par le compresseur entre ce dernier et la soupape d'admission du moteur.
Lorsqu'on dispose d'eau froide, on peut facilement réaliser ce refroidisse- ment en faisant passer l'air par un échangeur de température classique à tubes d'-air et eau.
Si la température de la charge d'air au point c,, lorsque la sou- pape d'admission 14 se ferme, est égale à T2, la température à la fin de la course, lorsque la pression est égale à P1, est alors.
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dans laquelle k est le coefficient polytropique.
La pression effective de surcompression à la fin de la détente qui va de.2 à e est égale à P1,qui est la pression de compression initiale.
Si le moteur avait été surcompressé à la pression P1 de la manière usuelle en réalisant cette pression dans le collecteur 16, la tempéra- ture T1 au commencement de la phase de compression aurait été
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les valeurs T et P. étant respectivement les température et pression atmosphériques. Cette température est trop basse aux pressions normalement utilisées pour permettre un refroidissement effectif entre le compresseur et le collecteur.
Par exemple, si la pression à la sortie du compresseur est d'environ 0,357 hpz, la température serait d'environ 68,3 C ( pour une tem- pérature atmosphérique d'environ 32,2 C) et, dans la plupart des cas;,, on pour- rait difficilement refroidir au-dessous de 51,7 C environ;, c'est-à-dire de réaliser un abaissement d'environ 17 C.
Conformément à la présente invention, on élève la pression régnant dans le collecteur jusqu'à une valeur supérieure à' la pression finale de sur- compression P1. De cette manière, l'air se trouve chauffé à une température plus élevée dans le compresseur et la marge de refroidissement est ainsi plus étendue.
Par exemple, la pression effective à la sortie du ventilateur peut être d'environ 1,291 hpz, ce qui donnerait une température d'environ 135 C.
On peut facilement abaisser la température de cet air à environ 52 C. La détente, qui fait passer la pression effective de 1,291 hpz environ,.au point c, à une pression de 0,359 hpz environ, au point.2, donne, à la fin de la détenteune température d'environ 25,6 C.
Dans cet exemple, la température T correspondant à la pression P au commencement de la course des compressions s'est trouvée abaissée de 680 C environ à 26 ou 25 C environ en refroidissant le collecteur pour ra- mener seulement sa température à environ 52 C. On peut démontrer que la température correspondant à la pression P1 se trouve abaissée d'un certain nombre de C donné par la formule tc x (1-P1/P2) 0,283 formule dans laquelle tc est la température régnant dans le cylindre au com- mencement de la détente, au point e (fig. 3);
P2,la pression au point e; et P1 une pression qui varie de 8,251 hpz environ - valeur normale en cas d'absence de refroidissement - à 10,045 hpz environ., pression effective moyenne calculée d'après l'essai au frein, sans augmenter la fuite des ca- lories vers les chemises d'eau. Ces valeurs ne tiennent pas compte du tra- vail effectué pendant la course d'admission.
Le cycle pour moteur à combustion interne proposé conformément à la présente invention constitue bien une nouveauté,puisque la course d'ad- mission devient une course motrice et une course de détente. On peut élever la pression régnant dans le collecteur jusqu'à toute valeur désirée quelcon- que et on peut choisir toute valeur désirée quelconque pour le rapport de détente P2/P1, en réglant le point de fermeture de la soupape d'admission.
Par exempleon peut admettre de l'air à 7, 175 hpz environ qu' on refroidit à 176,7 C avant son entrée dans le collecteur. Si l'on désire faire fonctionner le moteur sous une pression effective de 0,359 hpz environ à la sortie du compresseur, la fermeture de la soupape d'admission doit se produire à environ 60 après le point mort haut. La détente qui fait passer la pression de P2 à jP1 correspond alors à une chute de la pression effective de 8,251 hpz environ a 1,412 hpz environ<et la température finale correspondant à la pression P, au commencement de la course de compression serait d'environ 283 C abs (10 C).
Ce cycle à haute pression augmenterait la puissance fournie par le moteur;, pourvu que la pression de 77,175 hpz environ soit fournie par une source extérieure au moteur. Ce cycle à haute pression présente en outre l'avantage que le refroidissement de l'air a lieu à température élevée,ce qui permet de réduire la dimension du réfrigérateur d'air. Avec une pres- sion d'admission de 7175 hpz environ, la course d'admission produit une pression effective moyenne d'environ 4,66 hpz.
Siy par refroidissement, l'on abaisse la température de compression initiale jusqu'à 10 C, on peut réaliser une pression effective moyenne de Il,,472 hpz environ pour la course
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motrices On voit ainsi qu'un moteur à quatre-temps utilisant les disposi- tions conformes à la présente invention peut supporter une charge équiva- lant à une pression effective calculée d'après un essai au frein d'environ 16,132 hpz sans dépasser la tension thermique imposée à un moteur fonction- nant sans compresseur sous une pression effective moyenne calculée d'après un essai au frein d'environ 5,378 hpz.
Dans le moteur perfectionné conformé à la présente invention, si, par exemple, on l'alimente à l'aide d'un compresseur fournissant une pression de 0,359 hpz, au commencement de la course de compression et par suite de la détente de la charge pendant la course d'admission, la pres- sion de balayage est supérieure à cette pression d'une quantité telle que le balayage peut s'effectuer efficacement contre la contre-pression moyenne d'échappement existant dans une canalisation d'échappement dans laquelle débouche l'échappement de tous les cylindres d'un moteur polycylindrique.
Suivant une caractéristique propre aux compresseurs entraînés par une turbine à gaz, plus la pression est élevée, plus grande est la dif- férence existant entre la pression à la sortie du compresseur et la pres- sion des gaz admis à la turbine, pression qui est égale à la contre-pres- sion d'échappement. Ainsi, quand la pression effective à la sortie du com- presseur est de 0,358 hpz environ, la contre-pression effective d'échappe- ment peut être de 0,251 hpz environ. Avec le même rendement de turbo-com- presseur, la contre-pression effective d'échappement sera de 9,97 hpz en- viron, quand on augmente la pression à la sortie du compresseur jusqu'à la valeur de 1,326 hpz environ.
La différence entre les pressions régnant dans le collecteur d'air et dans le collecteur d'échappement respective- ment a augmenté de 0,107 à 0,330 hpz environ.
Au fur et à mesure que la charge diminue,, on diminue la quan- tité de combustible injecté, et la température à l'échappement tombe ce qui entraîne une diminution de la vitesse de la turbine, et la pression à la sortie du compresseur suit la courbe de pression d'air à l'admission dans le collecteur (fig. 12). Lorsque la pression tombe de cette manière, la température de l'air diminue également. Si elle est, par exemple, de 137,8 G environ à pleine charge quand la pression est de 1,290 hpz environ, cette température n'est que de 82,2 C environ à demi-charge quand la pression est de 0,573 hpz environ.
Ainsi, si l'échangeur de température assurant le refroidissement est réglé pour la pleine charge, la température de compres- sion est trop basse quand la charge se trouve réduite.
C'est pourquoi, conformément à la présente invention, des moyens sont prévus pour contrôler automatiquement le refroidissement en réduisant la diminution de pression par détente dans le cylindre au cours de la cour- se d'admission en fonction de la variation de la charge.
Par exemple, comme représenté sur la fig. 12, la soupape d'admis- sion se ferme à 42 avant le point mort bas, ce qui amène une détente de 1,290 hpz environ à 0,574 hpz environ, la chute de température en résultant étant de 33y3 C environ. On retarde progressivement et automatiquement la fermeture de la soupape d'admission jusqu'à la position correspondant ap- proximativement à la demi-charge, et, pour toutes les charges inférieures, on remplit complètement le cylindre d'air et le moteur fonctionne sans baisse de pression par détente ou de température.
Bien qu'on préfère utiliser cette méthode consistant à contrôler et à faire varier le refroidissement agissant sur la détente interne, on peut également contrôler la marche du moteur conforme à la présente invention en faisant varier automatiquement le taux de compression ou rapport volumétri- que en fonction de la charge. On arrive à ce résultat en maintenant ouverte la soupape d'admission pendant toute la course d'admission et pendant une partie de la course de compression suivante. Ensuite, pendant la même cour- se, la soupape d'admission se ferme automatiquement, la charge et la pression d'air dans le collecteur s'élevant simultanément. A pleine charge, la pres- sion effective de l'air du compresseur peut être de 1,290 hpz environ, comme dans l'exemple précédent.
L'air qui remplit le cylindre se trouve à cette
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pression et, lorsque le piston commence sa course ascendante, la soupape . d'admission et la soupape d'échappement, ou autres orifices contrôlés par soupape restent ouverts, ce qui permet d'expulser une partie de la charge se trouvant dans le cylindre. En un certain point de la course ascendante toutes les soupapes du cylindre se ferment et la phase de compression com- mence. Ceci peut, par exemple, avoir lieu en un point où le rapport volumé- trique est réduit à 10.
La pression de compression est alors de 50,19 hpz environ et la température d'environ 784 C abs. Cette pression et cette température sont les mêmes qu'on obtient quand la soupape d'admission se ferme avant le point mort bas,de manière à détendre l'air d'une pression de 1,290 hpz environ à une pression de 0,574 hpz environ, lorsque la compression com- mence au point mort bas.
Au fur et à mesure qu'on réduit la charge et que la pression de l'air sortant du compresseur diminue, on avance la fermeture de la soupa- pe d'admission de telle sorte que le taux de compression ou rapport volumé- trique augmente au fur et à mesure que la pression de l'air venant du com- presseur diminue. Il s'ensuit donc que dans un domaine étendu de charges, le taux de compression combiné de l'ensemble compresseur et moteur est sen- siblement constant., de sorte que la pression et la température de l'air se trouvant dans le cylindre à la fin de la course de compression restent également inchangées pour un domaine étendu de charges.
Les directions suivant lesquelles s'exerce la pression de l'air admis dans le cylindre pendant les courses d'admission et de compression se trouvent représentées sur la fig. 12. Dans cet exemple, le compresseur four- nit au cylindre de l'air sous une pression de 1,290 hpz environ. Quand la soupape d'admission est réglée pour se fermer avant le point mort basla pression s'exerce suivant le trajet A B C D I. La phase de compression com- mence lorsque la pression atteint le point C, et cette pression atteint la valeur 1 à la fin de la course. Quand on réduit la charge et que la pression tombepar exemple à 1,362 hpz environ, la pression s'exerce dans le sens G C D I.
La phase de compression commence au même point qu'à pleine charge et la pression de compression atteint le point I comme précédemment.
Lorsque la soupape d'admission est réglée pour se fermer en divers points situés après le point mort bas de manière à régler le rapport volumétrique en raison de la charge imposée au moteur, la pression s'exerce suivant le trajet A E F D I. Une partie de gaz admis se trouve reportée de E à F de telle sorte que la pression I, qu'on désire obtenir pour la compression., est atteinte.
Lorsque la charge est réduite et que la pression tombe, par exemple., à 0,717 hpz environ, la pression s'exerce suivant le trajet G H D I, la pression 1 qu'on désire obtenir pour la compression étant atteinte en reportant une petite quantité des gaz admis en fermant plus tôt la soupape d'admission au cours de la course ascendante.
Pour toutes les charges imposées au moteur, lorsque la pression régnant dans le collecteur d'air est plus grande que la pression en C, les pression et température de compression sont sensiblement constantes. Il en résulte un rendement thermique élevé et une accélération rapide du moteur sans production de fumées.
Dans la variante de moteur représentée sur la fig. 10, la soupa- pe d'échappement 15 permet aux produits de la combustion de traverser le conduit 17, le collecteur 50, le conduit 51, et par le rotor 52 de la tur- bine fonctionnant sur les gaz d'échappement, l'orifice d'échappement 53.
Le rotor de turbine 52 entraine l'arbre '54 qui à son tour entraîne le ro- tor 55 du compresseur., amenant de l'air dans le moteur, suivant la direction des flèches, faisant passer cet air à l'intérieur de l'enveloppe du compres- seur ou ventilateur 57, et de là, par le collecteur 58, au conduit d'admis- sion 16 dont la soupape d'admission 14 peut être ouverte ou fermée dans des conditions qui seront décrites ci-après.
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La soupape d'admission 14, comportant un ressort 59, une tige- poussoir réglable 60, un levier culbuteur 61, une tige de commande de culbu- teur 62 et un galet suiveur de came 63; est actionnée par la came 64 montée sur l'arbre à cames 65 entraîné par le vilebrequin par l'intermédiaire d'un organe de liaison approprié quelconque. Dans ce cas, c'est sur le calage de la soupape d'admission que s'exerce la commande automatique qui modifie le degré de refroidissement appliqué pour modifier la détente interne pro- voquée dans le moteur afin de contrôler les caractéristiques de la phase d' admission. On modifie le calage de la soupape d'admission par un déplacement angulaire suivant l'angle A-C du galet suiveur 63 par rapport à l'axe de l'arbre 65.
Le mécanisme permettant d'obtenir ce résultat dépend, dans l'exem- ple choisi., de la pression de l'air fourni par le turbo-ventilateur qui dé- pend à son tour de la température d'échappement, celle-ci dépendant elle- même de la charge appliquée au moteur. Le conduit 66 réunit l'enveloppe 57 du ventilateur au cylindre 67. Dans le cylindre 67 se trouve un pis- ton 68 sollicité vers le haut par le ressort 69. Un tampon 70y placé dans le cylindre., limite la course ascendante du piston 68. Un manchon 72 guide la tige de piston 71. C'est la pression atmosphérique qui s'exerce sur la face inférieure du piston 68.
L'axe de pivotement situé à l'extrémité infé- rieure de la tige de piston 71 coopère avec une rainure 74 pratiquée dans le levier coudé 75. Le levier 75 pivote en 76 sur Isolément de liaison 77 qui, à son tour, pivote sur une tige de commande des soupapes 78 portant des soupapes de piston équilibrées 79 et 80 logées dans le bottier cylindri- que de soupapes 81. Les tuyaux 82 font communiquer les extrémités supérieure et inférieure du boîtier de soupapes avec l'atmosphère. La tige de commande des soupapes 78 traverse dans ses déplacements un presse-étoupe 83. Le tuy- au 84 est relié au système de graissage du moteur et il est soumis à la pression régnant dans ce système de graissage. Il aboutit au boîtier cylin- drique 81.
Un tuyau 85 contrôlé par la face de la soupape 80 met en commu- nication le cylindre 81 avec l'extrémité supérieure du cylindre 86 dans la région située au-dessus du piston 87 logé dans ce cylindre. Le tuyau 88 contrôlé par la face de la soupape 79 met en communication le cylindre des soupapes 81 avec le cylindre moteur 86 dans la région située au-dessous du piston 87. Le piston 87 porte une tige de piston 89 pivotant en 90 sur le levier 75. En outre, la tige 89 porte une crémaillère 91 en prise avec un engrenage 92 portant un excentrique 93 monté sur un arbre 94, de sorte que le déplacement longitudinal de la crémaillère 91 peut provoquer la rotation de l'engrenage 92 et -faire ainsi tourner l'excentrique 93 dans la fourche 95, l'extrémité extérieure de cette fourche pivotant en 96 sur l'axe de pivotement du galet suiveur 63.
Si l'on prend les pièces dans la position qu'elles occupent sur la fig. 10, au fur et à mesure que la charge imposée au moteur augmente., la vitesse de la turbine augmente également ainsi que la pression de l'air dans l'enveloppe 57, surmontant ainsi la résistance opposée par le ressort 69 et obligeant le piston 68 à descendre. Cela a pour résultat d'obliger les soupapes 79 et 80 à se déplacer vers le bas reliant ainsi l'extrémité supérieure du cylindre 86 avec l'atmosphère, en soumettant l'extrémité infé- rieure du cylindre et le piston 87 à la pression de l'huile de graissage.
Cela a pour résultat de faire monter le piston 87, de faire tourner l'engre- nage 92 pour déplacer le galet suiveur 63 vers la position A, modifiant ain- si l'angle d'avance de la came d'admission pour faire avancer le moment de fermeture de la soupape d'admission en fonction de l'augmentation de la pres- sion d'air au fur et à mesure de l'augmentation de la charge. Bien entendu, par suite du mouvement descendant du piston 87 le levier 75 retourne en po- sition neutre;, fermant les soupapes 79 et 80 ainsi que les conduits 88 et 85,etl'appareil se trouve verrouillé et maintenu en position appropriée., jusqu'à ce qu'il se produise une modification dans la pression de l'air.
Lorsque la charge diminue, le déplacement se produit dans le sens opposé et le galet 63 revient en arrière vers la position C de manière à retarder le moment de fermeture de la soupape d'admission, compensant ain- si à nouveau la réduction de pression, de sorte que la température et la pres-
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sion au début de la course de compression reviennent à des valeurs norma- les.
On peut, si on le désire, au lieu d'utiliser la pression d'air régnant dans le ventilateur, faire plutôt usage du régulateur pour fournir l'énergie nécessaire au changement de calage de la soupape, le même appa- reil pouvant également être utilisé-pour commander la soupape d'admission ou la soupape d'échappement ou encore ces deux soupapes, ou bien une soupape auxiliaire -séparée si on le désire.
Dans le moteur représenté sur la fig. 4, moteur qui fonctionne suivant le cycle Beau de Rochas, 30 désigne un cylindre et 31 le piston.
Le fond de cylindre 32 comporte un orifice d'admission 33 et un orifice d'échappement 34 pratiqués dans ce fond de cylindre. Le conduit d'admis- sion est contrôlé par une soupape d'admission 36 et l'orifice d'échappement, par'une soupape d'échappement 37. Le moteur comporte un collecteur 39 en communication avec le conduit d'admission 33 et un compresseur ou ventila- teur 40 de tout type convenable comprime l'air et l'envoie dans un refroidis- seur d'air 41.
Dans un moteur de ce type, une bougie d'allumage par étin- celle ou autre dispositif d'allumage 43 est prévu dans le fond de cylindre et on peut amener du combustible soit dans le conduit d'admission 33, au moyen d'un gicleur ou autre dispositif convenable d'admission de combustible 44, ou bien on peut admettre le combustible directement dans le cylindre par une buse d'injection de combustible 45.
Sur les fige 5 et 6, on utilise'' les mêmes lettres que celles utilisées sur la fig. 2 pour délimiter les différentes phases, et les lettres utilisées sur le diagramme pressions-vo- lumes représenté sur la fig. 7 sont les mêmes que celles qui sont utilisées sur la fig. 3 pour indiquer des conditions similaires ; a - désigne l'ouverture d'admission b - la fermeture de l'échappement e - la fermeture de l'admission d - l'ouverture de l'échappement l'arc c-e correspond à la détente et l'arc e-f à la compression.
Dans le moteur fonctionnant suivant le cycle Beau de Rochas à allumage par étincelles, le taux de compression ou rapport volumétrique est limité par le fait que le combustible, qui est ordinairement de 1'essen- ce, est susceptible de s'enflammer spontanément. La température d'inflamma- tion spontanée et la vitesse d'inflammation de l'essence s'expriment en nom- bres d'octane. Les combustibles ayant un nombre d'octane élevé ont des températures d'inflammation plus élevées et des vitesses d'inflammation plus lentes que les combustibles à bas nombre d'octane.
Par conséquent, si on augmente le nombre d'octane, on peut em- ployer des rapports volumétriques plus élevés et une puissance plus grande par unité de volume.
La température qui règne à la fin de la compression dans un mo- teur à combustion interne augmente en fonction du rapport volumétrique suivant la formile T2 = T1x( ( V1/V2) n-1, formule déjà mentionnée plus haut. Il est actuellement de pratique courante de contrôler T2 en choisissant le rapport volumétrique V1/V2. Ainsi, si l'on choisit un combustible ayant un nombre d'octane plus faible, ce qui aurait pour résultat de créer'dans un moteur donné des phénomènes de préallumage et de détonation, on corrige ces condi- tions en abaissant le rapport volumétrique Vl/V2- jusqu'à ce qu'on ait réduit la température T2 jusqu'à une valeur pour laquelle le combustible à bas nom- bre d'octane ne produit pas de phénomènes de préallumage ou de détonation.
Un examen de la formule montre qu'on peut également réduire la température de compression T2 en diminuant T1,température régnant au début de la- phase de compression, valeur qu'on peut calculer pour un ensemble de conditions quelconque, et on démontre que cette température Tl est égale à la somme de la température de la charge admise dans le collecteur d'admis- sion,Tmf, de l'élévation de température due au contact avec les surfaces
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chaudes du cylindre au cours de la course d'admission, t h' et de l'élévation de température due au mélange avec les gaz résiduels restant dans l'espace mort à la fin de la course d'échappement précédente, trh. Ainsi, Tl Tmf + tch + t h.
Dans un moteur fonctionnant sans compresseur, c'est-à-dire prenant l'air necessaire directement dans 1?atmosphère, et dans lequel la pression régnant dans le collecteur d'admission est à la pression atmosphérique ou à une valeur très voisine, il n'y a pas d'ordinaire intérêt à réduire Tmf par refroidissement, parce que cette température est basse. tch est déterminé par le tracé du système de refroidissement du moteur et trh est déterminé par le volume de l'espace mort et la température des gaz résiduels.
Les dispositions qui ont été décrites comportent des moyens d'é- vacuation des gaz résiduels dans un moteur dans lequel la pression de com- pression initiale est comprise entre toute valeur prédéterminée ou désirée quelconque et zéro. Conformément à la présente invention, il est également prévu d'utiliser des moyens pour abaisser la température de l'air admis avant son entrée dans le cylindre.
Cet abaissement de température peut être obtenu lorsque le compresseur travaille sous haute pression et à haute tem- pérature, de sorte que les moyens prévus pour abaisser la température ini- tiale de compression T1 d'une quantité inférieure désirée quelconque à la température à laquelle l'air est admis dans le collecteur d'admission, cré- ent un nouveau cycle de fonctionnement de moteur dans lequel la course qui suit la course d'échappement devient une course d'admission et de détente.
Si on applique la présente invention à un cycle ne comportant pas de phase de balayage, on peut admettre le combustible au moyen d'un injecteur 44 (fig. 4), car l'angle a-b (fig. 5) correspondant à des parties de phases successives partiellement concomitantes est si faible ou (nul) qu'aucune partie de mélange air-combustible ne peut s'échapper du collec- teur 33 vers l'orifice d'échappement 34. Le compresseur 40 fournit de l'air sous pression qui passe à travers un refroidisseur d'air 41, gagne le col- lecteur 39, et se rend de là au cylindre 30, lorsque la soupape 36 est ou- verte.
Au point c, la soupape d'admission 36 se ferme et la pression dans le cylindre diminue suivant une détente polytropique de .2 à e, pour atteindre une pression Pl qui est la pression initiale de compression pour la course e-f.
La température T1 régnant au début de la course de compression sera égale à
T1 = (Tmf + Tch + Trh) = X (P1/P2) 0,283
L'abaissement de la température Tl, obtenu grâce à l'applica- tion des dispositions objet de l'invention, apparaît mieux sur un exemple.
Si un moteur fonctionnant avec un rapport volumétrique de 6/1 est alimenté par compresseur de la manière classique, la température régnant dans le col- lecteur sera de 54,400 environ (en admettant que la température d'admission dans le ventilateur est de 32,2 C (environ).
A pleine charge, la température des gaz résiduels étant d'envi- ron 704 C, l'élévation de température T est de 41,7 C environ, et l'élévation de température du cylindre Tch' de 44,4 C environ. Ainsi, T1 = 54,4 + 41,7 + 44,4 = 140,5 environ, en degré? centigrades (4I4 C abs. environ).
Par contre, si on adopte le cycle conforme à la présente inven- tion, la pression effective à la sortie du ventilateur se trouve portée.à., par exemple, 1,054 hpz environ (P2). Si l'air admis dans le ventilateur est à une température de 32,2 C environ, la température à la sortie du ven- tilateur devient alors 104,4 C environ. Cette température pourrait être abaissée à 48,9 C environ, dans le refroidisseur 41 placé dans le collec- -tour d'admission. La température au point e (fig. 5) serait alors d'environ 48,8 + 41,6 + 44,6 = 135 en degrés centigrades (408 C abs environ).
Par suite de la détente de la pression effective, de 1,054 hpz environ à 0,215 hpz, cette température tombe à :
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EMI13.1
Ceci correspond à un abaissement de température de 7450 F abs, en compressant l'air suivant la méthode classique, à 6350 R, quand on appli- que le cycle conforme à la présente invention.
Avec un coefficient polytropique de 1,35, les températures régnant à la fin de la phase de compression seraient de 1.400 R et 1.190 F, respec- tivement. '
Par conséquent., quand on applique le cycle conforme à la présente invention, on peut utiliser dans un moteur un combustible ayant un nombre d'octane plus bas. Ou bien, en d'autres termes,si on utilise du combustible qui convient pour un fonctionnement à une température de compression de 1.400 R, on peut, dans le moteur appliquant le cycle de fonctionnement con- forme à l'invention, élever le rapport volumétrique jusqu'à 8,5/1.
Cette augmentation du rapport volumétrique entraîne une réduction de l'apport de chaleur trh fourni par les gaz résiduels de 24,4 C à 8,9 C, par suite de la réduction du volume de l'espace mort, le rendement themique étant également augmenté de 51 à 58%.
L'exemple donné ci-dessus montre le perfectionnement atteint quand on utilise le cycle conforme à la présente invention sans balayage. On.ob- tient un perfectionnement encore plus poussé lorsque les phases d'ouvertures des soupapes d'admission et d'échappement (fig. 6) empiètent partiellement l'une sur l'autre, et si l'on admet suffisamment d'air par la soupape 36 pendant cette période pour chasser les gaz résiduels par l'orifice d'échap- pement 34. Par ce moyen, on diminue T1 d'une valeur égale à l'élévation de chaleur trh fournie par les gaz résiduels, ce qui dans l'exemple susmentionné réduit T1, de 645 R, sans balayage, à 580 R avec balayage.
Pour éviter la perte de combustible, le système de balayage exige que le combustible soit injecté soit dans le collecteur d'admission par l'injecteur 44 (fig. 4) ou directement dans le cylindre par l'injecteur 45', après le point b du dia- gramme représenté sur la fig. 6.
Un avantage supplémentaire, qui peut être obtenu grâce à l'appli- cation des dispositions conformes à la présente invention, réside dans le fait qu'on peut augmenter considérablement la charge imposée au moteur sans augmenter la température moyenne du cycle. Si la température moyenne du cy- cle, T d'un moteur fonctionnant sous un faible rapport volumétrique et pour lequella température T = 385 C est, à pleine charge, de 1.600 R, le rapport T /T1 = 2,2.
Si, par application du refroidissement par expansion conforme à la présente invention, on réduit la température T1 à 645, le rapport Tm/T1, correspondant à la température moyenne du cycle à pleine charge de 1.600 F, serait de 2,48 et, à la température 1.600 R, la pression effective moyenne serait augmentée de 37%.
Si dans ce moteur, fonctionnant par exemple avec un rapport vo- lumétrique de 5,5, on balaye les gaz se trouvant dans l'espace mort, il en résulte une réduction de la température T1 de 47,2 G environ. En combinant les effets du refroidissement et du balayage, on obtiendrait alors une tem- pérature T1 = 293,3 C et un rapport Tm/T1 = à 2,857 pour une température moyen- ne du cycle de 1.6000R. Il en résulterait une augmentation d'environ 70% de la pression effective moyenne.
C'est un fait bien connu que les températures élevées posent un grand problème dans le fonctionnement des moteurs à essence suivant le cycle Beau de Rochas de conception moderne. C'est ainsi qu'il n'est pas possible de brûler la totalité de l'air contenu dans le cylindre sans faire appel à des moyens dispendieux tels que l'enrichissement du mélange ou l'injection d'eau.
L'application, conformément à la présente invention, d'une déten- te provoquée par refroidissement permet de réduire d'une façon pratique la température moyenne du cycle, comme le prouvent les exemples ci-dessus, de
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manière à réaliser une température désirée quelconque en utilisant un mi- lieu réfrigérant tel que de l'eau ou de l'air atmosphérique, quelle que soit la température à laquelle on peut se procurer ces éléments.
La fig. 8 représente un diagramme pressions-volumes d'un moteur Diesel de type classique avec compresseur, ce diagramme étant délimité par la courbe en traits pleins et couvert de hachures en traits pleins. P est la pression fournie par le compresseur,?,, la contrepression d'échappement, et Pat correspond à la pression atmosphérique.Le tracé en traits pleins de la figo 9 représente les températures correspondant à un moteur Diesel classique pendant la course d'admission, la course de compression et la cour- se combinant l'admission et la détente, T représentant la température d'ad- mission ;
ce diagramme des pressions et des températures peut représenter la charge maximum que peut entraîner un moteur donné sans dépasser la tempéra- ture admissible maximum. On voit que la température s'élève d'autant plus que la compression est poussée plus loin et que la charge est augmentée,
Sur la fig. 8, l'accroissement de l'aire comprise à l'intérieur du diagramme pressions-volumes obtenu quand on fait fonctionner le moteur conformément à l'invention est. représenté par les lignes interrompues. Sur la fig. 9, les températures correspondantes pour le même moteur fonctionnant conformément à l'invention sont représentées également en lignes interrom- pues.
Grâce à Inapplication des dispositifs conformes à la présente inven- tion, un cylindre donné peut entraîner.'une charge plus forte à un niveau plus bas de température des gaz, ou sans excéder le niveau de température existant dans le moteur, si son alimentation en air comprimé est assurée suivant la méthode classique. Ceci apparaît sur la fig. 9, où la température d'admis- sion est représentée par Tmf comme dans le moteur classique.
Toutefois, alors que dans ce dernier on conserve la même température 'Il' au commencement de la course de compression, dans le cycle perfectionné conforme à la présente invention, la charge introduite dans le cylindre se détend polytropiquement d'une pression P2 à une pression P1 à la fin de la course d'admission, et il en résulte une réduction de la température de la charge qùi tombe de T à T1, conformément aux lois précises de la thermo-dynamique,. Cette réduc- tion de la température de compression initiale abaisse la température de la phase de compression ainsi que la température régnant à la fin de la ccmbus- tion effectuée sous volume constant à la pression P3.
On voit, par consé- quent., que la partie terminale du diagramme P-V peut être prolongée du point Cl au point C2 sans dépasser pour cela les températures maxima imposées au gaz dans le cycle classique pour lequel la fin de phase a-été retardée, ce qu'on obtient en admettant une plus grande quantité de combustible et qui produit, pour le diagramme P-V, une pression effective moyenne plus grande.
Par conséquent, une puissance plus grande se trouve engendrée de ce fait.
Les divers éléments principaux du cycle conforme à la présente invention se retrouvent sur le graphique constituant la fige 11. Les lignes av et rt tracées sur le cercle orienté (flèche) correspondent respective- ment aux positions d'avance et de retard de la soupape d'admission, Les courbes ont les significations suivantes : (1) indique l'allure de la chute de températures dans le cylin- dre; (II) celle de la variation de l'angle d'ouverture de la soupape d'ad- mission;
(III), celle de la variation de la pressi.on d'air dans le collec- teur d'admission; la partie (111a)ainsi que la courbe (IV) correspondant à la pression de l'air dans le cylindre au commencement de la course de compression,, L'angle de fermeture de la soupape d'admission est mesuré sur le vilebrequin, la distance angulaire étant prise en degrés comptés de 0 à 60 avant le point mort, et de 0 à 20 après le point mort.
Sur les fig. 13 et suivantes, qui se rapportent à un moteur fonc- tionnant à deux-temps, est représenté un moteur à deux-temps du type à balayage à équicourant. Le piston 101 est monté dans le cylindre 102 de manière à s'y déplacer suivant un mouvement alternatif. Dans la position représentée sur la figure, ce piston se trouve à son point mort bas, les orifices 103 amenant l'air de balayage et de surcompression étant découverts par le pis- ton de sorte que l'air venant de la courroie de balayage 104 peut s'écouler dans le cylindre dans la région située au-dessus du piston. Le fond de
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cylindre comporte une ou plusieurs soupapes d'échappement 105 par lesquelles les gaz d'échappement peuvent s'échapper dans le conduit d'échappement 106.
Le mécanisme actionnant les soupapes est représenté schématiquement. Il suffit de dire que ce mécanisme actionné par le vilebrequin du moteur ouvre et ferme les soupapes d'échappement. Lorsque ces soupapes d'échappement se trouvent ouvertes peu avant que le piston atteigne le point mort bas au cours de la course motrice ou de détente., il se produit une chute de pres- sion dans le cylindre. Les gaz d'échappement passant à travers l'orifice 106 lorsque le piston termine sa course descendante en découvrant les ori- fices 103, l'air de balayage qui se trouve à une pression plus élevée que la pression d'échappement régnant dans le conduit 106 pénètre à grande vitesse dans le cylindre, et monte dans ce dernier pour chasser les produits de la combustion hors du cylindre.
Quand le piston s'élève pour fermer les orifi- ces 103 on arrête l'alimentation en air de balayage. Le piston continue son mouvement pour expulsèr'- les gaz d'échappement par les soupapes d'échap- pement jusqu'à leur fermeture. En ce point du cycle, 'et comme le piston s' est déjà déplacé vers le haut de manière à occuper une position au-delà des orifices de.balayage pour fermer ces derniers, le stade final de la phase de compression commence.
La présente invention a tout d'abord pour objet de contrôler le moment auquel commence cette phase de compression finale.
Le compresseur 107 peut être entraîné par un moteur séparé ou par le. vilebrequin du moteur, suivant le cas. Il admet de l'air suivant la di- rection indiquée par la flèche et l'envoie par"le conduit 15 au côté aspi- ration du compresseur 108 constituant le deuxième étage de compression. Ce compresseur 108 est entraîné par la turbine à gaz 109. La turbine à gaz 109 est entraînée par les gaz d'échappement sortant du cylindre par le con- duit 106 et les évacue à l'atmosphère par l'orifice de sortie 110.
Un échangeur de température refroidisseur 111 est placé entre le compresseur 108 et le conduit 112. Le conduit 112 communique avec la cour- roie de balayage 104 de telle sorte que l'air de balayage se trouve comprimé dans le premier étage de compression, ensuite dans le deuxième étage, ce qui élève la pression ainsi que la température; il est ensuite refroidi dans le réfrigérateur intermédiaire et c'est cet air de balayage fortement comprimé et refroidi qui est fourni au cylindre.
De façon générale, cette disposition est classique. Il est u- suel de prévoir des moyens convenables pour réaliser dans la canalisation d' admission d'air une pression de balayage plus élevée que la pression d'échap- pement, et les turbo-compresseurs entraînés par la pression d'échappement sont connus depuis longtemps,et il en est de même du réfrigérant intermédiaire.
Le point important est qu'il existe une limite thermique à la pressiôn de balayage et, lorsque la pression de balayage dépasse un certain point, les températuresdans les conditions normales de fonctionnement, atteignent une valeur trop élevée. C'est pourquoi, conformément à la présente inven- tion, le calage des soupapes d'échappement est réalisé de telle sorte qu'au lieu de faire commencer la compression au moment où les orifices de balayage sont fermés dans le piston, cette phase de compression est retardée et n'a lieu que seulement pendant une partie de la course ascendante du piston.
Par exemple, la compression ne commence qu'à partir du moment où le piston atteint la ligne pointillée 116 indiquée sur la fig. 13. Il suffit simple- ment pour cela de caler convenablement les soupapes d'échappement.
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Dans ces conditions, la compression commence en 116, point de la course du piston plus élevé qu'à l'ordinaire, et on ne laisse pas monter la pression entre le moment où les orifices 103 sont fermés et celui où on atteint le point 116, les gaz se trouvant dans le cylindre étant évacués vers l'échappement et cela à une vitesse telle que le déplacement du piston a pour résultat de les chasser sans augmenter toutefois la pression dans le cylindre. Pour en être certain, on doit déterminer la section offerte au passage des gaz au moment de la levée des soupapes, et caler ces dernières de telle sorte que la pression ne s'abaissera pas jusqu'à celle régnant dans la canalisation d'échappement.
Cette pression doit de préférence rester éga-
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le à la pression de balayage ou de surcompression au moment où la compres- sion commence.,
Sur la fig. 14 est représenté un appareil qui maintient dans l'espace mort la température nécessaire lorsque la température et la pres- sion de l'air fourni par le turbo-compresseur diminuent en même temps que la charge appliquée au moteur. L'air venant du compresseur 108 traverse une soupape 125 dont on peut faire varier la position pour diriger l'air de manière à lui faire traverser le refroidisseur d'air 126 ou le réchauffeur 127 ou bien encore de manière à diviser le courant d'air afin qu'une partie traverse le refroidisseur et une autre le réchauffeur et cela dans les pro- portions nécessaires à l'obtention de la température désirée pour l'air péné- trant dans le cylindre.
Bien qu'on puisse obtenir la même variation de température en utilisant un échangeur de température unique dans lequel on élèverait ou on abaisserait la température de l'agent de refroidissement de manière à réchauffer ou à refroidir l'air de surcompression, un dispositif de ce gen- re fonctionnerait avec un retard considérable et la température de l'air ne suivrait pas rapidement les variations de la charge appliquée au moteur.
En utilisant les deux échangeurs de température représentés le refroidisseur d'air dispose d'un agent réfrigérant en quantité et à tempé- rature constantes qui assure le refroidissement imposé quand il est traver- sé à pleine charge par la totalité de l'air. Le réchauffeur dispose d'un agent réchauffant en quantité et à température constantes assurant le chauffage imposé quand il est traversé par la totalité de l'air lors de la marche à vide, Ce système fonctionne pratiquement sans retard et aussi ra- pidement qu'on peut faire fonctionner la soupape.
Dans ces conditionsle commencement de la compression d'un cy- lindre peut être placé au même point de la course de compression pour toutes les charges imposées au moteur. La pression et, par conséquent, la masse de la quantité d'air se trouvant dans l'espace mort à la fin de la course de compression varieront proportionnellement à la pression absolue de l'air de surcompression. Toutefois, l'air est fourni en abondance par rapport à la quantité réduite de combustible qui tombe pour la marche à vide à environ 1/5 de la quantité fournie à pleine charge, alors que pour la marche à vide, la masse d'air fournie est d'environ la moitié de celle fournie à pleine char- ge.
Le dispositif représenté sur la fig. 19 indique une méthode con- venable pour commander les soupapes d'échappement de manière à faire varier ou contrôler le moment de la fermeture, en accord avec la pression d'air de balayage.
Bien qu'on ait surtout envisagé le maintien à un niveau constant de la compression de la pression et des températures, il est très probable qu'il sera nécessaire d'augmenter la température lorsque diminuera la charge imposée au moteur. Peut être, quand, à pleine charge, l'air est refroidi à 43 C environ, il peut être nécessaire de le réchauffer à 60 C environ ou plus pour la marche à vide afin de compenser la perte thermique plus élevée quand on comprime de l'air de densité plus faible. Le seul fait de détours ner l'air de manière à lui éviter de traverser le refroidisseur, peut ne pas être suffisant,car, lorsque la température de l'air ambiant est basse, l'air fourni par le compresseur entraîné par le moteur peut être à la température de 10 à 15 C.
Le réchaffeur d'air peut être alimenté en eau chaude prove- nant du système de refroidissement du moteur mais pour le démarrage à froid une source supplémentaire de chaleur peut être nécessaire. Il n'y a rien d'anormal à chauffer les chemises d'eau du moteur avant démarrage par temps froid, ceci ne pose donc pas de problème nouveau ou exceptionnel.
La fige ,19 montre un mécanisme de commande de soupape d'échappe- ment 105. L'arbre à cames 131 est entraîné par le vilebrequin du moteur et il comporte une came d'ouverture de soupape 132 et une commande de fermetu- re 133. Le galet 134 coopère avec la came 132 sur laquelle il est maintenu en position par des bras 136 d'un levier oscillant sur un arbre-pivot 137.
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La tige-poussoir 138 est fixée au bras 139 du levier de commande de soupape par un axe 140. Le bras 139 oscille sur un tourillon 141 faisant corps avec le levier 142 qui lui-même peut osciller librement sur un tourillon 143 pré- vu sur un support fixe 144. Les galets 135 qui pour leur fonctionnement s' appuient sur la came 133 sont supportés dans le bras de levier 145 qui os- cille sur un axe 146 d'une manivelle 147. L'extrémité extérieure du bras 145 porte un goujon 148 auquel est fixée la tige-poussoir 149. L'extrémité supérieure de la tige-poussoir 149 est reliée au levier 142 par ],axe 150.
Sur la fige 21, la ligne a indique la position angulaire du vile- brequin pour laquelle le côté 151 de la came 132,, correspondant à l'ouverture de la soupape, commence à déplacer le galet 134 vers le haut pour ouvrir la soupape 105 à l'extrémité de la course de détente du piston 101. Le tourillon 141 du levier 142 se trouve dans sa position la plus basse in- diquée par la ligne J-K alors que les galets 135 se trouvent au sommet de la partie concentrique de la came 133.
L'axe 146 étant monté sur le flasque de vilebrequin 147 dans la position moyenne représentée, le mouvement de rotation de l'arbre à cames 131 oblige le galet 135 à tomber sur la partie neutre de la came 133 lorsque la ligne m est verticale. Ce mouvement élève le tourillon 141 du levier 142 jusqu'à une position indiquée par la ligne h-1. L'extrémité des leviers 139 qui commande la soupape se trouve alors soulevée en un mouvement qui l'élpig- ne de l'extrémité de la soupape 105 en provoquant la fermeture de cette der- nière par le ressort 153.
Dans la position moyenne;, telle que représentée., la soupape 105 se ferme au point (fig. 21). Cette position est la position moyenne de la manivelle 147. En faisant tourner la manivelle 147,on peut faire avancer l'axe 146 jusqu'à la position 2, ce qui oblige la soupape 105à se fermer au point d, position pour laquelle le piston ferme l'orifice de balayage 103.
Cette position correspond à la marche à vide et au rapport volumétrique ma- ximum de 31,6, comme représenté sur la fig. 18. Si l'on retarde le mouve- ment de la manivelle 147 pour placer l'axe 146 dans la position r., on oblige la soupape 105 à se fermer plus tard, au point f (fig. 21). C'est la posi- tion correspondante au retard maximum de la manivelle 147.
Lorsque le galet 135 se trouve à nouveau soulevé par la partie inclinée 156 de la came 133, le galet 134 se déplace vers le bas à la même vitesse en suivant,la pente descendante 154 de la came 132. La soupape 105 reste ainsi fermée pour s'ouvrir à nouveau lorsque la partie inclinée 151 de la came 132 soulève le galet 134.
On peut régler la position de la manivelle 147 à l'aide d'un levier séparé commandéà la main,ou bien ce levier peut être associé au dispositif contrôlant la quantité de combustible de manière à fonctionner en même temps que ce dernier. On peut également comma nder automatiquement l'arbre 147 pour faire varier l'angle de fermeture de la soupape 105 en fonction de la pression de l'air servant au balayage et à la surcompression par le compresseur.
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INTERNAL COMBUSTION ENGINE - AND METHOD OF USING THIS ENGINE.
The invention relates to internal combustion engines operating according to the four-stroke cycle.
The internal combustion engine according to the present invention is characterized by means which are automatically slaved to variations in the operating conditions of the engine in order to change the compression ratio.
According to another characteristic of the internal combustion engine according to the invention, the latter, which is of the type comprising at least: a cylinder and pzstona assembly and a device for supplying purging air under pressure to an orifice of sweeping, comprises means for cooling this air before it reaches the sweeping orifice, means for opening and closing the sweeping orifice at a determined point in the engine cycle, and means for varying the closing time of an exhaust port as a function of the variation in the load driven by the engine.
The present invention further relates to a novel cycle of use of an internal combustion engine of the automatic ignition type, and in which the engine is supplied with cooled pre-compressed air; this cycle being characterized by the fact that the volumetric ratio (also called compression ratio) is varied as a function of the variation in the engine load, the air in the engine is compressed to a temperature sufficient to ignite the fuel, fuel for combustion is injected inside the cylinder and finally the combustion products are evacuated from the cylinder, controlling the temperature of the air in the cylinder before 'it is compressed according to the variation of the load driven by the motor.
It is a well-known fact that the power which can be supplied by internal combustion engines operating on the four-stroke cycle as they are currently constructed is limited by the
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temperatures at which these engines can operate without damaging the materials they are made of. In most engines, the cylinders contain, at full load, much more air than is necessary to achieve complete combustion of the fuel, but if sufficient fuel is admitted into the cylinders to fully utilize the available air on combustion of the fuel, the temperatures achieved in the cylinders would be so high that they would destroy the engines.
The principles of the present invention also apply to an engine operating on the two-stroke cycle.
In a two-stroke engine where each downstroke of the piston is a driving stroke and each upstroke of the piston is a compression stroke, special means must be provided to sweep the cylinder at the end of the driving stroke and at the beginning of the stroke. compression stroke; This is why, usually in a two-stroke engine, means are provided for compressing the air to an effective pressure of, for example, about 0.215 hpz, this air being admitted to the cylinder at the end of the stroke. engine when the exhaust ports are open, in order to expel the residual products of the combustion and to supply the cylinders with a new charge of air to ensure combustion during the following stroke.
In actual practice, this can be achieved by interchanging a group of exhaust ports and scavenging ports in the cylinder walls on opposite sides with respect to the axis of the latter and in a position close to the point dead bottom of the piston, so that when the piston approaches the lower end of its stroke, the orifices open in such a way that the exhaust gases come out on one side while the air purges enters the other side of the cylinder, climbs along the cylinder wall, passes through the cylinder bottom and descends on the other side towards the exhaust. As soon as the piston moves upward to close the ports, the exhaust and sweep ends and the compression phase begins.
In another embodiment the scavenging orifices are arranged around the cylinder so as to be exposed by the piston towards the end of the driving stroke, and exhaust valves are provided in the cylinder bottom, the latter of which are opening towards the end of the power stroke to allow the product of combustion to escape, after which the purge ports are opened to allow the piston to force purge air into the cylinder, the the pressure prevailing in the latter having fallen below the purging pressure owing to the escape of gases through the exhaust ports.
Before the piston has moved upward to cover the purge ports, the exhaust valves are closed, and, as soon as the piston moves upward to cover the purge ports, the compression phase begins. this. Thus, in each case, what is commonly called the compression rate is the volumetric ratio, that is to say the ratio between, on the one hand, the total volume of the cylinder limited at its upper part by the cylinder base and at its lower part by the piston when the scavenging orifices have just been closed, and, on the other hand, the volume of the dead space remaining free between the cylinder base and the piston at the end of the compression stroke, and, in the conventional type engine,
the compression phase always begins as soon as the scavenging orifices are closed and continues until the piston reaches the upper end of its stroke.
If, under these conditions, the purging air pressure is raised above the usual value of about 0.215 hpz to reach a higher pressure, the same cycle is repeated, but the temperature and pressure prevailing at the end of the compression stroke rise very quickly and soon reach values which the engine cannot support. It is true that an increase in the compression pressure increases the engine power, but this property is limited by the ability of the engine, and in particular of the piston rings, the piston and the valves, to withstand the temperatures. and excessive pressure.
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If the pressure of the purging air is increased and this air is cooled before it reaches the engine so that the temperature at the beginning of the compression stroke is lowered, it is possible to 'obtain a lower pressure and temperature at the end of the compression stroke, but, unfortunately, in many circumstances where the ambient air is at a high temperature and the cooling water at a relatively This reciprocal cooling effect is not sufficient to sufficiently lower the temperature at the end of the compression stroke if the conventional volume-pressure relationships are retained.
Therefore, in accordance with the present invention, the purge pressure is raised, and the air supplied under pressure is cooled before it reaches the engine, while reducing the compression ratio.
The invention is illustrated more or less schematically in the accompanying drawings, in which
Fig. 1 is a partial sectional view of an engine operating according to the four-stroke cycle of the Diesel -or fuel injection type to which the improvements which are the subject of the present invention can be applied;
Fig. 2 is a diagram showing the valve timing in an improved engine in accordance with the present invention;
Fig. 3 is a portion of a pressure-volume diagram showing the operation of an improved engine in accordance with the present invention;
Fig. 4 is a view similar to FIG. 1, but showing an engine operating according to the four-stroke cycle to which the improvements according to the present invention can be applied;
Figs. 5 and 6 schematically show the valve timing achieved in accordance with the present invention for cycles with and without sweeping respectively;
Fig. 7 is a pressure-volume diagram corresponding to the cycle with scanning relating to the valve timing diagram shown in FIG. 5;
The-fig. 8 is a pressure-volume diagram showing how the power of an engine operating in accordance with the present invention can be increased over current engines;
Fig. 9 is a temperature-volume diagram showing the compared temperatures prevailing in the engine operating in accordance with the invention and in engines of current types;
Fig. 10 is a schematic partial section of an alternative apparatus used for carrying out the invention;
Fig. 11 is a graph showing the relationships between pressures and temperatures in the variant shown in FIG. 10;
Fig. 12 is a graph showing the shape of the compression curve of the variant shown in FIG. 10;
Fig. 13 is a vertical section of an improved engine according to the invention;
Fig 14 is a section of another embodiment of the device;
Fig. 15 diagrammatically represents the various stages of the operation of an engine according to the invention when the latter is operating empty;
Fig. 16 schematically shows the operation of this engine at full load;
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Fig. 17 is a diagram showing the operation of the motor according to the invention when the sweeping takes place therein by stirring;
Fig. 18 is a compression diagram, (I: combined compression ratio; II: volumetric ratio of gases in the cylinder; III: compression ratio of the turbo-compressor; compression ratio of a compressor driven by a separate engine ; V: motor load);
Fig, 19 shows a valve control mechanism for the exhaust valves 105;
Fig. 20 is a plan view of FIG, 19; and
Fig. 21 schematically shows the movement of the valve.
In fig. There is shown a typical cylinder of a four-stroke engine of the diesel type to which the improvements which are the subject of the present invention can be applied. In the engine cylinder 10 shown in this figure, a piston 11 moves in a reciprocating motion. In the cylinder base 12 are arranged in the usual manner an inlet valve 14 and an exhaust valve 15. These valves can be controlled in any suitable manner, for example by cam mechanisms, not shown. to establish and to interrupt communication with the cylinder and the inlet port 16 and the exhaust port 17, respectively. The valves 14 and 15 can be kept in the closed position by the usual springs or other means, not shown.
The intake port 16 is connected to a pipe which can be supplied with air by means of a compressor or. pump 19 of any suitable type, the air passing from the pump to the duct preferably passing through an air cooler 20.
In the use of the motor described herein, it is preferred to provide the compression by means of a fan or pump 19, although it is not intended to limit the present invention to the use of a compressor. . Preferably, however, the air is compressed to a pressure substantially higher than that ordinarily employed in engines of this type.
The rise in air pressure causes a corresponding increase in air temperature, and, if the engine is operated with a higher inlet pressure than that ordinarily used, the The air supplied by the pump 19 is at a temperature much higher than that of the compressed air at the pressures ordinarily supplied by the compressor, an arrangement which in turn enables a considerable amount of heat to be removed from the air used for the compression. For example, on locomotives where the outside atmosphere is used to cool the compressor air, the outside temperature removes a considerable amount of heat if there is a sufficient temperature difference between the atmosphere and the air. compressed supplied by the compressor.
The advantages resulting from compression carried out at pressures higher than those ordinarily employed will be explained in more detail below.
According to the invention, after the exhaust stroke, the intake valve is opened to admit air into the cylinder. Ordinarily, the intake valve remains open substantially throughout the engine intake stroke, whereas, according to the invention, the intake valve closes before the piston reaches the position corresponding to the lower dead center. of the admission race. Consequently, after the intake valve is closed, the charge in the cylinder expands, which decreases the pressure and temperature of that charge.
As a result, at the start of the compression stroke, the air is at a lower pressure and temperature than during the first part of the intake stroke. The valve timing diagram shown in fig. 2 shows that the inlet valve is closed at and, therefore, between and, 2. the charge in the cylinder expands and cools. From e to f, the charge contained in the cylinder is compressed as a result of the upward stroke of the piston and ignition takes place at a point located near the end of the compression stroke.
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The burnt gases then force the piston down during the driving stroke and the exhaust valve opens approximately at µ and remains open from d to b as indicated by the arc s. The inlet valve opens at a and purging takes place from a to b. Then the exhaust valve closes at b, the intake valve remains open until 2 and the cycle is repeated. Arc t indicates the part of the cycle in which the intake valve 14 remains open.
Considering first the driving stroke of the engine, the gas pressure in the cylinder falls along line g (fig. 3) during the downward stroke of the engine piston. Before reaching the bottom dead center e, the exhaust valve 15 opens, at d (fig. 2), which causes a drop in pressure from the curve g fig. 3) up to line Po which corresponds to the back pressure prevailing in the exhaust pipe.
During the upward stroke of the piston, the exhaust gases are expelled by the exhaust valve and, at point a (fig. 3), the intake valve opens, and, from a to b (fig. 2 and 3), the inlet 14 and exhaust 15 valves are both open at the same time This period is the purging period during which the air supplied, under pressure from the compressor or fan 19 s' flows into the cylinder above the piston and expels, through the exhaust valve 15, the exhaust gases which remain in the dead space.
At point b (fig. 2 and 3), the exhaust valve closes while the intake valve remains open so that the air coming from the pump or compressor 19 rapidly raises the pressure prevailing in it. the cylinder up to pressure P2, which is the pressure maintained in the manifold 18.
The downward stroke of the piston from b to 0 (fig. 2) is also a driving stroke since the pressure P is greater than the pressure exerted on the underside of the piston 11. At point, 2, when approaching at the end of the intake stroke, the intake valve 14 closes to interrupt the supply of air from the manifold 18 and this throughout the rest of the piston stroke, the air being in the cylinder expanding polytrqpically from .0 to e to go from pressure P2 to pressure P1.
As the piston moves upward during the next stroke, from e to f (fig. 2). the air charge is compressed along the pressure line h (fig. 3). The upper end of the pressure-volume diagram h is not shown in FIG. 3. Combustion takes place at the end of the compression stroke and the pressure drops during the following driving stroke, as indicated by the pressure line g (fig. 3).
Although closing the intake valve prior to completion of the intake stroke is the preferred mode of application of the present invention to an engine, any other means of slackening or lowering the pressure prevailing in the charge contained in the engine cylinders can be used successfully. '
For example, the exhaust valve or the intake valve can be opened for a short time during the compression stroke., Or another valve can be provided which can be opened long enough to produce the desired reduction in the pressure in the cylinder.
During each cycle., The gases which are in the cylinder of an engine pass through a very wide temperature range. The lowest temperature is reached at the start of the compression stroke or during the compression stroke. admission stroke ... It can be around 93 C approximately. During the compression stroke, this temperature increases gradually to reach the final temperature.
T2 = T1 x (V1 / V2) n = 1 formula in which T is the temperature of the load contained in the cylinder at the start of the compression stroke, V2 is the volume of the dead space at the bottom of the cylinder, V1 , the sum of the cubic capacity increased by the volume V2, and n, the polytropic coefficient. The maximum temperature
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of combustion is a function of the fuel burned per unit mass of air, and, therefore, increases as the mean effective pressure.
In the theoretical diagram which does not consider that the combustion can continue beyond the expected duration, the temperature prevailing during the expansion stroke follows a curve corresponding to a polytropic expansion, and the average temperature prevailing. during this stroke increases with the final combustion temperature, which is also the initial temperature of the expansion period. ,
It can be shown that the temperatures prevailing during the compression, combustion and expansion phases of the cycle for any given load and cycle efficiency are entirely temperature-dependent. initial compression. Thus, if the initial de-compression temperature is lowered, all the temperatures of the cycle are lowered.
As a result, a given engine, designed to withstand a certain maximum combustion temperature, will provide higher average effective power at these same temperatures than if the compression temperature is lowered.
It is a well-known fact that when air is compressed adiabatically, its temperature rises, the rise in temperature being a function of the volumetric ratio and the polytropic coefficient of the air. Thus, when the compressor supplies the engine with air under an effective pressure of about 0.357 hpz, the temperature of the air at the outlet of the compressor, which is also the intake side of the engine, is found. increased by about 36 C above the inlet temperature to the compressor.
The charge of air admitted into the cylinder of the engine is therefore at a temperature 36 ° C. higher than the charge of air admitted into an engine without a compressor; if we assume that the ambient temperature is around 21 C, the temperature of the air admitted is around 36 C + 21 C or around 57 C. For normal average effective pressure measured at the brake, with and without compressor, any one degree increase in intake air temperature increases the average cycle temperature by approximately two degrees.
Thus, while an increase in the air pressure in the intake manifold makes it possible to increase the mean effective pressure approximately in the same ratio as the absolute pressure prevailing in the manifold for the same mean temperature of the cycle , and consequently the same thermal balance for the engine as in the case of an engine without compressor, the increase in the temperature prevailing in the manifold as a result of the compression of the air a, as it has been explained, the opposite effect and the mean effective pressure is inversely proportional to the temperature in the intake manifold for a constant mean cycle temperature.
The efficiency per unit volume of a supercharged engine can therefore be considerably increased if the air supplied by the compressor between the latter and the engine inlet valve is cooled.
When cold water is available, this cooling can easily be achieved by passing the air through a conventional air-tube-water temperature exchanger.
If the temperature of the air charge at point c ,, when the inlet valve 14 closes, is equal to T2, the temperature at the end of the stroke, when the pressure is equal to P1, is then .
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where k is the polytropic coefficient.
The effective supercompression pressure at the end of the expansion which goes from 2 to e is equal to P1, which is the initial compression pressure.
If the engine had been supercharged to pressure P1 in the usual way by making this pressure in the manifold 16, the temperature T1 at the start of the compression phase would have been
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the values T and P. being respectively the atmospheric temperature and pressure. This temperature is too low at the pressures normally used to allow effective cooling between the compressor and the manifold.
For example, if the pressure at the outlet of the compressor is about 0.357 hpz, the temperature would be about 68.3 C (for an atmospheric temperature of about 32.2 C) and, in most cases ; ,, it would be difficult to cool below about 51.7 C ;, that is to say to achieve a reduction of about 17 C.
According to the present invention, the pressure prevailing in the manifold is raised to a value greater than the final over-compression pressure P1. In this way, the air is heated to a higher temperature in the compressor and the cooling margin is thus extended.
For example, the effective pressure at the outlet of the fan might be about 1.291 hpz, which would give a temperature of about 135 C.
The temperature of this air can easily be lowered to about 52 C. The trigger, which causes the effective pressure to drop from about 1.291 hpz, at point c, to a pressure of about 0.359 hpz, at point 2, gives, to the end of holding a temperature of about 25.6 C.
In this example, the temperature T corresponding to the pressure P at the start of the compression stroke was lowered from about 680 C to about 26 or 25 C by cooling the manifold to only bring its temperature back to about 52 C. It can be shown that the temperature corresponding to the pressure P1 is lowered by a certain number of C given by the formula tc x (1-P1 / P2) 0.283 formula in which tc is the temperature prevailing in the cylinder at the start of the trigger, at point e (fig. 3);
P2, the pressure at point e; and P1 a pressure which varies from approximately 8.251 hpz - normal value in the absence of cooling - to approximately 10.045 hpz., average effective pressure calculated from the brake test, without increasing the calorie leakage to the water jackets. These values do not take into account the work carried out during the admission stroke.
The cycle for an internal combustion engine proposed in accordance with the present invention is indeed a novelty, since the intake stroke becomes a driving stroke and an expansion stroke. The pressure in the manifold can be increased to any desired value and any desired value can be selected for the P2 / P1 expansion ratio, by adjusting the closing point of the intake valve.
For example, air can be admitted at approximately 7.175 hpz which is cooled to 176.7 ° C. before entering the manifold. If it is desired to operate the engine at an effective pressure of about 0.359 hpz at the compressor outlet, the inlet valve should close at about 60 after top dead center. The expansion which causes the pressure to pass from P2 to jP1 then corresponds to a drop in the effective pressure of approximately 8.251 hpz to approximately 1.412 hpz <and the final temperature corresponding to the pressure P, at the beginning of the compression stroke would be approximately 283 C abs (10 C).
This high pressure cycle would increase the power supplied by the engine, provided that the pressure of approximately 77.175 hpz is supplied from a source external to the engine. This high pressure cycle has the further advantage that the cooling of the air takes place at high temperature, which makes it possible to reduce the size of the air refrigerator. With an intake pressure of about 7175 hpz, the intake stroke produces an average effective pressure of about 4.66 hpz.
If by cooling, the initial compression temperature is lowered to 10 C, an average effective pressure of Il ,, 472 hpz can be achieved for the stroke
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It is thus seen that a four-stroke engine using the arrangements according to the present invention can withstand a load equivalent to an effective pressure calculated from a brake test of about 16.132 hpz without exceeding the voltage. thermal imposed on an engine operating without a compressor at an average effective pressure calculated from a brake test of approximately 5.378 hpz.
In the improved engine according to the present invention, if, for example, it is fed by means of a compressor providing a pressure of 0.359 hpz, at the beginning of the compression stroke and as a result of the expansion of the load during the intake stroke the scavenging pressure is greater than this pressure by an amount such that scavenging can be effected effectively against the average exhaust backpressure existing in an exhaust duct into which the the exhaust of all the cylinders of a multi-cylinder engine.
According to a characteristic specific to compressors driven by a gas turbine, the higher the pressure, the greater the difference existing between the pressure at the outlet of the compressor and the pressure of the gases admitted to the turbine, which pressure is equal to the exhaust backpressure. Thus, when the effective pressure at the outlet of the compressor is about 0.358 hpz, the effective exhaust back pressure may be about 0.251 hpz. With the same turbo-compressor efficiency, the effective exhaust backpressure will be approximately 9.97 hpz, when the pressure at the compressor outlet is increased to a value of approximately 1.326 hpz.
The difference between the pressures in the air manifold and in the exhaust manifold respectively has increased from about 0.107 to 0.330 hpz.
As the load decreases, the quantity of fuel injected is reduced, and the temperature at the exhaust falls, resulting in a decrease in the speed of the turbine, and the pressure at the outlet of the compressor follows. the air pressure curve at the inlet to the manifold (fig. 12). When the pressure drops in this way, the air temperature also drops. If it is, for example, about 137.8 G at full load when the pressure is about 1.290 hpz, this temperature is only about 82.2 C at half load when the pressure is about 0.573 hpz.
Thus, if the heat exchanger providing cooling is set for full load, the compression temperature is too low when the load is reduced.
Therefore, in accordance with the present invention, means are provided for automatically controlling the cooling by reducing the decrease in pressure by expansion in the cylinder during the intake stroke as a function of the variation of the load.
For example, as shown in fig. 12, the inlet valve closes at 42 before bottom dead center, causing an expansion of about 1.290 hpz to about 0.574 hpz, the resulting temperature drop being about 33y3 C. The closing of the intake valve is gradually and automatically delayed to the position corresponding to approximately half load, and, for all lower loads, the cylinder is completely filled with air and the engine runs without lowering. pressure by expansion or temperature.
Although it is preferred to use this method of controlling and varying the cooling acting on the internal expansion, it is also possible to control the running of the engine according to the present invention by automatically varying the compression ratio or compression ratio in accordance with the invention. depending on the load. This is achieved by keeping the intake valve open throughout the intake stroke and part of the following compression stroke. Then, during the same stroke, the inlet valve closes automatically, the load and the air pressure in the manifold rising simultaneously. At full load, the effective air pressure of the compressor can be approximately 1,290 hpz, as in the previous example.
The air that fills the cylinder is at this
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pressure and, when the piston begins its upstroke, the valve. intake and exhaust valve, or other valve controlled ports, remain open, allowing some of the charge in the cylinder to be expelled. At a certain point in the upstroke all the cylinder valves close and the compression phase begins. This can, for example, take place at a point where the volumetric ratio is reduced to 10.
The compression pressure is then approximately 50.19 hpz and the temperature approximately 784 C abs. This pressure and temperature are the same as obtained when the inlet valve closes before bottom dead center, so as to expand the air from a pressure of about 1.290 hpz to a pressure of about 0.574 hpz, when compression begins at bottom dead center.
As the load is reduced and the pressure of the air leaving the compressor decreases, the closing of the inlet valve is advanced so that the compression ratio or volumetric ratio increases. as the air pressure from the compressor decreases. It follows therefore that over a wide range of loads, the combined compression ratio of the compressor and engine assembly is substantially constant, so that the pressure and temperature of the air in the cylinder at the end of the compression stroke also remains unchanged for a wide range of loads.
The directions in which the pressure of the air admitted into the cylinder is exerted during the intake and compression strokes are shown in fig. 12. In this example, the compressor supplies the cylinder with air at a pressure of approximately 1,290 hpz. When the inlet valve is set to close before bottom dead center, the pressure is exerted along the path ABCD I. The compression phase begins when the pressure reaches point C, and this pressure reaches the value 1 at the end of the race. When the load is reduced and the pressure drops, for example, to about 1.362 hpz, the pressure is exerted in the direction G C D I.
The compression phase begins at the same point as at full load and the compression pressure reaches point I as before.
When the intake valve is set to close at various points after bottom dead center so as to adjust the compression ratio due to the load on the engine, the pressure is exerted along the AEFD I path. admitted gas is transferred from E to F so that the pressure I, which one wishes to obtain for the compression, is reached.
When the load is reduced and the pressure drops, for example, to approximately 0.717 hpz, the pressure is exerted along the GHDI path, the pressure 1 which one wishes to obtain for the compression being reached by deferring a small quantity of the gases. admitted by closing the inlet valve earlier during the upstroke.
For all the loads imposed on the engine, when the pressure prevailing in the air manifold is greater than the pressure at C, the compression pressure and temperature are substantially constant. This results in high thermal efficiency and rapid engine acceleration without the production of smoke.
In the engine variant shown in FIG. 10, the exhaust valve 15 allows the products of combustion to pass through the duct 17, the manifold 50, the duct 51, and through the rotor 52 of the turbine operating on the exhaust gases, the exhaust port 53.
Turbine rotor 52 drives shaft 54 which in turn drives compressor rotor 55, bringing air into the motor, in the direction of the arrows, causing this air to pass inside the motor. The envelope of the compressor or fan 57, and thence, through the manifold 58, to the inlet duct 16, the inlet valve 14 of which can be opened or closed under conditions which will be described hereinafter.
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The intake valve 14, comprising a spring 59, an adjustable push rod 60, a rocker lever 61, a rocker control rod 62 and a cam follower 63; is actuated by the cam 64 mounted on the camshaft 65 driven by the crankshaft via any suitable connection member. In this case, it is on the timing of the intake valve that the automatic control is exerted, which modifies the degree of cooling applied to modify the internal expansion caused in the engine in order to control the characteristics of the phase d. 'admission. The timing of the intake valve is changed by an angular displacement along the angle A-C of the follower 63 relative to the axis of the shaft 65.
The mechanism making it possible to obtain this result depends, in the example chosen., On the pressure of the air supplied by the turbo-fan which in turn depends on the exhaust temperature, the latter depending itself from the load applied to the motor. The duct 66 joins the casing 57 of the fan to the cylinder 67. In the cylinder 67 there is a piston 68 urged upwards by the spring 69. A buffer 70y placed in the cylinder., Limits the upward stroke of the piston 68. A sleeve 72 guides the piston rod 71. This is the atmospheric pressure which is exerted on the underside of the piston 68.
The pivot pin at the lower end of the piston rod 71 cooperates with a groove 74 in the elbow lever 75. The lever 75 pivots at 76 on Link member 77 which in turn pivots on a valve control rod 78 carrying balanced piston valves 79 and 80 housed in the cylindrical valve housing 81. The pipes 82 communicate the upper and lower ends of the valve housing with the atmosphere. The valve control rod 78 passes through a stuffing box 83 in its movements. The pipe 84 is connected to the engine lubrication system and is subjected to the pressure prevailing in this lubrication system. It ends at the cylindrical housing 81.
A pipe 85 controlled by the face of the valve 80 communicates cylinder 81 with the upper end of cylinder 86 in the region above piston 87 housed in that cylinder. The pipe 88 controlled by the face of the valve 79 places the valve cylinder 81 in communication with the engine cylinder 86 in the region below the piston 87. The piston 87 carries a piston rod 89 pivoting at 90 on the lever. 75. In addition, the rod 89 carries a rack 91 engaged with a gear 92 carrying an eccentric 93 mounted on a shaft 94, so that the longitudinal movement of the rack 91 can cause the gear 92 to rotate and do so. thus rotate the eccentric 93 in the fork 95, the outer end of this fork pivoting at 96 on the pivot axis of the follower roller 63.
If we take the parts in the position they occupy in fig. 10, as the load imposed on the engine increases, the speed of the turbine also increases as does the air pressure in the casing 57, thus overcoming the resistance opposed by the spring 69 and forcing the piston 68 to descend. This results in forcing the valves 79 and 80 to move down thereby connecting the upper end of cylinder 86 with the atmosphere, subjecting the lower end of the cylinder and piston 87 to pressure. lubricating oil.
This results in raising piston 87, rotating gear 92 to move follower roller 63 to position A, thereby altering the advance angle of the intake cam to advance. the closing moment of the inlet valve as a function of the increase in air pressure as the load increases. Of course, as a result of the downward movement of the piston 87, the lever 75 returns to the neutral position, closing the valves 79 and 80 as well as the conduits 88 and 85, and the apparatus is locked and maintained in the appropriate position., Until 'that there is a change in the air pressure.
When the load decreases, displacement occurs in the opposite direction and the roller 63 returns back to position C so as to delay the closing moment of the inlet valve, thus compensating again for the reduction in pressure, so that the temperature and pressure
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pressure at the start of the compression stroke return to normal values.
It is possible, if desired, instead of using the air pressure prevailing in the fan, instead to use the regulator to supply the energy necessary for changing the valve timing, the same device also being able to be used. used-to control the inlet valve or the exhaust valve or these two valves, or an auxiliary -separate valve if desired.
In the engine shown in fig. 4, engine which operates according to the Beau de Rochas cycle, 30 designates a cylinder and 31 the piston.
The cylinder base 32 comprises an intake orifice 33 and an exhaust orifice 34 formed in this cylinder base. The intake duct is controlled by an intake valve 36 and the exhaust port by an exhaust valve 37. The engine has a manifold 39 in communication with the intake duct 33 and a manifold. compressor or fan 40 of any suitable type compresses the air and sends it to an air cooler 41.
In an engine of this type, a spark plug or other ignition device 43 is provided in the cylinder head and fuel can be supplied either to the intake duct 33 by means of a nozzle or other suitable fuel inlet device 44, or the fuel may be admitted directly into the cylinder through a fuel injection nozzle 45.
On figs 5 and 6, we use '' the same letters as those used in fig. 2 to delimit the different phases, and the letters used in the pressure-volume diagram shown in FIG. 7 are the same as those used in FIG. 3 to indicate similar conditions; a - designates the intake opening b - the closing of the exhaust e - the closing of the intake d - the opening of the exhaust the arc ce corresponds to the rebound and the arc ef to the compression .
In the engine operating according to the Beau de Rochas spark-ignition cycle, the compression ratio or compression ratio is limited by the fact that the fuel, which is usually gasoline, is liable to ignite spontaneously. The spontaneous ignition temperature and the ignition rate of gasoline are expressed in numbers of octane. Fuels with a high octane number have higher ignition temperatures and slower ignition rates than fuels with a low octane number.
Therefore, if the octane number is increased, higher volumetric ratios and greater power per unit volume can be employed.
The temperature which prevails at the end of the compression in an internal combustion engine increases as a function of the volumetric ratio according to the form T2 = T1x ((V1 / V2) n-1, formula already mentioned above. It is currently of common practice of controlling T2 by choosing the volumetric ratio V1 / V2. Thus, if one chooses a fuel having a lower octane number, which would have the result of creating in a given engine the phenomena of pre-ignition and detonation, these conditions are corrected by lowering the volumetric ratio Vl / V2- until the temperature T2 has been reduced to a value for which the low-octane fuel does not produce pre-ignition or detonation phenomena.
An examination of the formula shows that one can also reduce the compression temperature T2 by reducing T1, the temperature prevailing at the start of the compression phase, a value that can be calculated for any set of conditions, and it is shown that this temperature Tl is equal to the sum of the temperature of the charge admitted into the intake manifold, Tmf, of the temperature rise due to contact with the surfaces
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heat of the cylinder during the intake stroke, t h 'and the rise in temperature due to the mixture with the residual gases remaining in the dead space at the end of the previous exhaust stroke, trh. Thus, Tl Tmf + tch + t h.
In an engine operating without a compressor, that is to say taking the necessary air directly from the atmosphere, and in which the pressure prevailing in the intake manifold is at atmospheric pressure or at a very close value, it There is usually no point in reducing Tmf by cooling, because this temperature is low. tch is determined by the layout of the engine cooling system and trh is determined by the volume of dead space and the temperature of the residual gases.
The arrangements which have been described include means for evacuating the residual gases in an engine in which the initial compression pressure is between any predetermined or desired value and zero. According to the present invention, provision is also made to use means for lowering the temperature of the air admitted before it enters the cylinder.
This lowering of temperature can be obtained when the compressor works under high pressure and at high temperature, so that the means provided for lowering the initial compression temperature T1 by any desired quantity lower than the temperature at which l Air is admitted into the intake manifold, creating a new engine operating cycle in which the stroke following the exhaust stroke becomes an intake and expansion stroke.
If the present invention is applied to a cycle not comprising a sweeping phase, the fuel can be admitted by means of an injector 44 (fig. 4), since the angle ab (fig. 5) corresponding to parts of partially concomitant successive phases is so low or (zero) that no part of the air-fuel mixture can escape from the manifold 33 to the exhaust port 34. The compressor 40 supplies air under pressure which passes through an air cooler 41, reaches manifold 39, and from there proceeds to cylinder 30, when valve 36 is open.
At point c, the intake valve 36 closes and the pressure in the cylinder decreases following a polytropic expansion from .2 to e, to reach a pressure Pl which is the initial compression pressure for the stroke e-f.
The temperature T1 at the start of the compression stroke will be equal to
T1 = (Tmf + Tch + Trh) = X (P1 / P2) 0.283
The lowering of the temperature T1, obtained by applying the arrangements which are the subject of the invention, is better seen in an example.
If an engine operating with a compression ratio of 6/1 is supplied by a compressor in the conventional manner, the temperature in the manifold will be approximately 54.400 (assuming that the inlet temperature in the fan is 32.2 C (approximately).
At full load, the temperature of the residual gases being about 704 ° C, the temperature rise T is about 41.7 ° C, and the temperature rise of the cylinder Tch 'is about 44.4 ° C. Thus, T1 = 54.4 + 41.7 + 44.4 = 140.5 approximately, in degrees? centigrade (4I4 C abs. approx.).
On the other hand, if the cycle according to the present invention is adopted, the effective pressure at the outlet of the fan is increased to, for example, approximately 1.054 hpz (P2). If the air entering the fan is at a temperature of approximately 32.2 C, then the temperature at the outlet of the fan becomes approximately 104.4 C. This temperature could be lowered to approximately 48.9 ° C. in the cooler 41 placed in the intake manifold. The temperature at point e (fig. 5) would then be approximately 48.8 + 41.6 + 44.6 = 135 in degrees centigrade (approximately 408 C abs).
As the effective pressure is relieved from approximately 1.054 hpz to 0.215 hpz, this temperature drops to:
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EMI13.1
This corresponds to a reduction in temperature of 7450 F abs, compressing the air according to the conventional method, to 6350 R, when the cycle according to the present invention is applied.
With a polytropic coefficient of 1.35, the temperatures at the end of the compression phase would be 1,400 R and 1,190 F, respectively. '
Therefore, when the cycle according to the present invention is applied, fuel having a lower octane number can be used in an engine. Or, in other words, if fuel is used which is suitable for operation at a compression temperature of 1.400 R, it is possible, in the engine applying the operating cycle according to the invention, to increase the ratio. volumetric up to 8.5 / 1.
This increase in the volumetric ratio results in a reduction in the heat input trh supplied by the residual gases from 24.4 C to 8.9 C, as a result of the reduction in the volume of the dead space, the thermal efficiency being also increased. from 51 to 58%.
The example given above shows the improvement achieved when using the cycle according to the present invention without scanning. An even further improvement is obtained when the opening phases of the intake and exhaust valves (fig. 6) partially overlap one another, and if sufficient air is admitted. by the valve 36 during this period to expel the residual gases through the exhaust orifice 34. By this means, T1 is reduced by a value equal to the heat rise trh supplied by the residual gases, which in the aforementioned example reduced T1, from 645 R, without scanning, to 580 R with scanning.
To avoid fuel loss, the scavenging system requires fuel to be injected either into the intake manifold through injector 44 (fig. 4) or directly into the cylinder through injector 45 ', after point b of the diagram shown in FIG. 6.
An additional advantage, which can be obtained by applying the arrangements according to the present invention, is that the load imposed on the engine can be considerably increased without increasing the average temperature of the cycle. If the mean temperature of the cycle, T of an engine operating at a low volumetric ratio and for which the temperature T = 385 C is, at full load, 1,600 R, the ratio T / T1 = 2.2.
If, by applying the expansion cooling according to the present invention, the temperature T1 is reduced to 645, the ratio Tm / T1, corresponding to the average temperature of the cycle at full load of 1,600 F, would be 2.48 and, at temperature 1,600 R, the mean effective pressure would be increased by 37%.
If in this engine, operating for example with a volumetric ratio of 5.5, the gases in the dead space are swept away, this results in a reduction of the temperature T1 of approximately 47.2 G. By combining the effects of cooling and sweeping, we would then obtain a temperature T1 = 293.3 C and a Tm / T1 ratio = at 2.857 for an average cycle temperature of 1.6000R. This would result in an increase of about 70% in the mean effective pressure.
It is a well-known fact that high temperatures pose a great problem in the operation of gasoline engines following the Beau de Rochas cycle of modern design. Thus it is not possible to burn all of the air contained in the cylinder without resorting to expensive means such as enriching the mixture or injecting water.
The application, in accordance with the present invention, of expansion induced by cooling allows the average cycle temperature to be reduced in a practical manner, as evidenced by the above examples, of.
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so as to achieve any desired temperature using a cooling medium such as water or atmospheric air, regardless of the temperature at which these elements may be obtained.
Fig. 8 represents a pressure-volume diagram of a conventional diesel engine with compressor, this diagram being delimited by the curve in solid lines and covered with hatching in solid lines. P is the pressure supplied by the compressor,? ,, the exhaust backpressure, and Pat corresponds to atmospheric pressure.The solid line in figo 9 represents the temperatures corresponding to a conventional diesel engine during the intake stroke , the compression stroke and the stroke combining the inlet and the expansion, T representing the inlet temperature;
this pressure and temperature diagram can represent the maximum load that a given motor can drive without exceeding the maximum allowable temperature. We see that the temperature rises all the more as the compression is pushed further and the load is increased,
In fig. 8, the increase in the area included within the pressure-volume diagram obtained when the engine is operated according to the invention is. represented by broken lines. In fig. 9, the corresponding temperatures for the same engine operating in accordance with the invention are also shown in broken lines.
By means of the application of the devices according to the present invention, a given cylinder can lead to a higher load at a lower level of gas temperature, or without exceeding the level of temperature existing in the engine, if its supply of gas. compressed air is supplied using the conventional method. This appears in fig. 9, where the inlet temperature is represented by Tmf as in the conventional engine.
However, while in the latter the same temperature 'II' is maintained at the start of the compression stroke, in the improved cycle according to the present invention, the load introduced into the cylinder expands polytropically from a pressure P2 to a pressure P1 at the end of the admission stroke, and this results in a reduction in the temperature of the load which falls from T to T1, in accordance with the precise laws of thermodynamics. This reduction in the initial compression temperature lowers the temperature of the compression phase as well as the temperature prevailing at the end of the combustion carried out under constant volume at the pressure P3.
It can be seen, consequently, that the terminal part of the PV diagram can be extended from point Cl to point C2 without exceeding for this the maximum temperatures imposed on the gas in the conventional cycle for which the end of phase has been delayed, which is obtained by admitting a larger quantity of fuel and which produces, for the PV diagram, a larger mean effective pressure.
Therefore, greater power is generated as a result.
The various main elements of the cycle in accordance with the present invention are found on the graph constituting fig 11. The lines av and rt drawn on the oriented circle (arrow) correspond respectively to the advance and retard positions of the valve d. The inlet curves have the following meanings: (1) indicates the rate of drop in temperatures in the cylinder; (II) that of the variation of the opening angle of the inlet valve;
(III), that of the variation of the air pressure in the intake manifold; the part (111a) as well as the curve (IV) corresponding to the air pressure in the cylinder at the start of the compression stroke ,, The closing angle of the intake valve is measured on the crankshaft, the angular distance being taken in degrees counted from 0 to 60 before neutral, and from 0 to 20 after neutral.
In fig. 13 et seq., Which relate to a two-stroke engine, there is shown a two-stroke engine of the scanning equicurrent type. The piston 101 is mounted in the cylinder 102 so as to move therein in a reciprocating motion. In the position shown in the figure, this piston is at its bottom dead center, the orifices 103 bringing in the purging and over-compression air being discovered by the piston so that the air coming from the sweeping belt 104 may flow into the cylinder in the region above the piston. The bottom of
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cylinder has one or more exhaust valves 105 through which the exhaust gases can escape into the exhaust duct 106.
The mechanism operating the valves is shown schematically. Suffice it to say that this mechanism operated by the engine crankshaft opens and closes the exhaust valves. When these exhaust valves are opened shortly before the piston reaches bottom dead center during the driving or rebound stroke, there is a pressure drop in the cylinder. The exhaust gases passing through the orifice 106 when the piston completes its downstroke uncovering the orifices 103, the purging air which is at a pressure higher than the exhaust pressure prevailing in the duct 106 enters the cylinder at high speed, and rises in the latter to force the products of combustion out of the cylinder.
When the piston rises to close the ports 103, the supply of purging air is stopped. The piston continues its movement to expel the exhaust gases through the exhaust valves until they are closed. At this point in the cycle, and as the piston has already moved upwards so as to occupy a position beyond the sweep orifices to close the latter, the final stage of the compression phase begins.
The object of the present invention is first of all to control the moment at which this final compression phase begins.
The compressor 107 can be driven by a separate motor or by the. engine crankshaft, as appropriate. It admits air in the direction indicated by the arrow and sends it through conduit 15 to the suction side of compressor 108 constituting the second compression stage. This compressor 108 is driven by gas turbine 109. The gas turbine 109 is driven by the exhaust gases exiting the cylinder through line 106 and discharges them to atmosphere through outlet 110.
A cooler temperature exchanger 111 is placed between the compressor 108 and the duct 112. The duct 112 communicates with the scavenging belt 104 such that the scavenging air is compressed in the first compression stage, then in the second stage, which raises the pressure as well as the temperature; it is then cooled in the intermediate refrigerator and it is this strongly compressed and cooled purging air which is supplied to the cylinder.
In general, this arrangement is conventional. It is usual to provide suitable means for achieving in the air intake duct a higher purging pressure than the exhaust pressure, and turbo-compressors driven by the exhaust pressure are known. for a long time, and the same is true of the intermediate refrigerant.
The important point is that there is a thermal limit to the purge pressure and when the purge pressure exceeds a certain point the temperatures under normal operating conditions reach too high. Therefore, according to the present invention, the timing of the exhaust valves is carried out such that instead of starting the compression when the purge ports are closed in the piston, this phase of Compression is delayed and takes place only during part of the upstroke of the piston.
For example, compression does not begin until the moment the piston reaches the dotted line 116 shown in fig. 13. All you need to do is properly chock the exhaust valves.
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Under these conditions, the compression begins at 116, the point of the piston stroke higher than usual, and the pressure is not allowed to rise between the time when the ports 103 are closed and when we reach point 116 , the gases in the cylinder being discharged to the exhaust and this at a speed such that the displacement of the piston results in expelling them without, however, increasing the pressure in the cylinder. To be sure, we must determine the section offered to the passage of gases when the valves are lifted, and wedge the latter so that the pressure will not drop to that prevailing in the exhaust pipe.
This pressure should preferably remain equal.
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le to the purging or over-compression pressure at the time the compression begins.,
In fig. 14 is shown an apparatus which maintains the necessary temperature in the dead space when the temperature and the pressure of the air supplied by the turbo-compressor decrease at the same time as the load applied to the engine. The air coming from the compressor 108 passes through a valve 125, the position of which can be varied to direct the air so as to pass it through the air cooler 126 or the heater 127 or even so as to divide the flow of air. air so that one part passes through the cooler and another through the heater and this in the proportions necessary to obtain the desired temperature for the air entering the cylinder.
Although the same temperature variation can be achieved by using a single heat exchanger in which the temperature of the coolant is raised or lowered so as to heat or cool the supercompression air, a device of this type would operate with a considerable delay and the air temperature would not rapidly follow changes in the load applied to the engine.
By using the two temperature exchangers shown, the air cooler has a refrigerant in constant quantity and temperature which ensures the required cooling when it is crossed at full load by all of the air. The heater has a heating agent in constant quantity and temperature ensuring the required heating when all the air passes through it during idling. This system operates practically without delay and as quickly as possible. can operate the valve.
Under these conditions the start of compression of a cylinder can be placed at the same point of the compression stroke for all loads imposed on the engine. The pressure and therefore the mass of the amount of air in the dead space at the end of the compression stroke will vary in proportion to the absolute pressure of the supercharged air. However, air is supplied in abundance compared to the reduced quantity of fuel which drops for idling to about 1/5 of the quantity supplied at full load, while for idling the air mass supplied is about half of that supplied at full load.
The device shown in FIG. 19 indicates a suitable method of controlling the exhaust valves so as to vary or control the timing of closing, in accordance with the purge air pressure.
Although the main consideration has been to keep the compression pressure and temperatures constant, it is very likely that it will be necessary to increase the temperature when the load on the engine decreases. Perhaps, when, at full load, the air is cooled to around 43 C, it may be necessary to heat it to around 60 C or more for idle operation in order to compensate for the higher heat loss when compressing air. lower density air. Simply diverting the air so that it does not pass through the cooler may not be sufficient, because when the ambient air temperature is low, the air supplied by the compressor driven by the engine may be at a temperature of 10 to 15 C.
The heater can be supplied with hot water from the engine cooling system but for cold starting an additional heat source may be required. There is nothing wrong with heating the water jackets on the engine before starting in cold weather, so this is not a new or exceptional problem.
Fig, 19 shows an exhaust valve control mechanism 105. Camshaft 131 is driven by the engine crankshaft and has a valve open cam 132 and a close control 133. The roller 134 cooperates with the cam 132 on which it is held in position by arms 136 of an oscillating lever on a pivot shaft 137.
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The push rod 138 is fixed to the arm 139 of the valve control lever by a pin 140. The arm 139 oscillates on a journal 141 integral with the lever 142 which itself can oscillate freely on a journal 143 provided on a fixed support 144. The rollers 135 which for their operation rest on the cam 133 are supported in the lever arm 145 which oscillates on an axis 146 of a crank 147. The outer end of the arm 145 carries a stud 148 to which the push rod 149 is fixed. The upper end of the push rod 149 is connected to the lever 142 by], axis 150.
On the pin 21, the line a indicates the angular position of the crankshaft for which the side 151 of the cam 132 ,, corresponding to the opening of the valve, begins to move the roller 134 upwards to open the valve 105 at the end of the rebound stroke of the piston 101. The journal 141 of the lever 142 is in its lowest position indicated by the line JK while the rollers 135 are at the top of the concentric part of the cam 133.
The axis 146 being mounted on the crankshaft flange 147 in the middle position shown, the rotational movement of the camshaft 131 forces the roller 135 to fall on the neutral part of the cam 133 when the line m is vertical. This movement raises the journal 141 of the lever 142 to a position indicated by the line h-1. The end of the levers 139 which controls the valve is then lifted in a movement which takes it off the end of the valve 105, causing the latter to close by the spring 153.
In the middle position, as shown, the valve 105 closes at the point (Fig. 21). This position is the middle position of the crank 147. By rotating the crank 147, the pin 146 can be advanced to position 2, which forces the valve 105 to close at the point where the piston is positioned. closes wiping hole 103.
This position corresponds to idling and the maximum compression ratio of 31.6, as shown in fig. 18. If the movement of the crank 147 is delayed to place the pin 146 in position r., The valve 105 is forced to close later, at point f (fig. 21). This is the position corresponding to the maximum delay of the crank 147.
When the roller 135 is again lifted by the inclined portion 156 of the cam 133, the roller 134 moves downward at the same speed while following, the downward slope 154 of the cam 132. The valve 105 thus remains closed for open again when the inclined portion 151 of the cam 132 lifts the roller 134.
The position of the crank 147 can be adjusted using a separate hand-operated lever, or this lever can be associated with the fuel quantity control device so as to operate concurrently with the latter. The shaft 147 can also be automatically controlled to vary the closing angle of the valve 105 as a function of the pressure of the air serving for purging and for over-compression by the compressor.