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PERFECTIONNEMENTS AUX MOTEURS A COMBUSTION INTERNE.
La présente invention est relative à des moteurs à combustion interne et a pour objet de procurer des moteurs à combustion interne de performances améliorées.
Deux des conditions pour avoir un rendement thermique maximum dans un moteur à combustion interne du type à piston sont:
Premièrement,qu'en tout point du domaine de charge extérieure (load) de la machine, le travail dépensé en fournissant l'air ou le mélange d'air et de combustible ne-soit pas excessif.
Deuxièmement, que le plus haut rapport ou taux de détente soit utilisé, et pour obtenir ceci l'air ou le mélange d'air et de combustible doit être comprimé par le piston dans la plus grande mesure possible dans le cadre des limites extrêmes du cycle. Ces limites sont déterminées par la détonation dans le moteur à cycle d'Otto, et les fatigwess mécaniques limites dans le moteur à allumage par compression, et dans les moteurs normaux ces limites sont approchées à pleine charge seulement tandis que des rapports de compression plus élevés sont désirables pour des charges partielles. Cette seconde condition comme la première implique que la quantité d'air ne soit pas inutilement grande puisque ceci rendrait impossible l'usage du taux de compression maximum approprié à la charge extérieure.
Remplir ces deux conditio:ns est essentiel si l'on veut obtenir le rendement maximum possible, et elles ne peuvent être atteintes par un moteur ayant un taux de compression fixe ou dans lequel la quantité de charge fraîche utilisée par cycle est constante ou contrôlée par une soupape à étranglement.
L'invention consiste en un moteur à combustion interne caractérisé en ce qu'il est pourvu à la fois de moyens pour faire varier le taux de compression et d'une machine débitant de l'air ou un mélange d'air et de combus-
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tible qui soit réglable pour faire varier la quantité d'air ou de mélange fournie au moteur.
L'invention consiste en outre en une construction comme exposée dans le paragraphe précédent dans laquelle le taux de compression est automatiquement réglé pour augmenter lorsque la charge (extérieure) décroît et pour diminuer lorsque la charge (extérieure) augmente, pour maintenir une pression maximum sensiblement constante dans le cylindre ou les cylindres du moteur et où la machine d'alimentation est réglée directement ou indirectement par les commandes ou contrôles normaux du moteur.
En supposant que pour marcher à pleine charge (extérieure) tous les moteurs sont construits pour avoir le plus haut taux de compression fixé possible, et pour avoir la quantité optima de charge (en combustible) fraiche compatible avec d'autres particularités de leur modèle et de leur construction, alors il n'y a pas de revendication en soi pour l'amélioration du rendement thermique à pleine charge extérieure, mais seulement pour une charge extérieure partielle. Beaucoup de moteurs fonctionnent à charge partielle dans une grande partie de leur vie.
Les proportions faites ci-après sont particulièrement avantageuses dans des moteurs chargés (en combustible) sous pression et la combinaison proposée permet d'augmenter le degré de chargement sous pression ce qui fait que le rapport entre la pleine charge extérieure et la charge absente est augmenté, en sorte qu'on peut avoir de grandes améliorations, tandis que le démarrage de moteurs fortement chargés (en combustible) sous pression est beaucoup facilité.
La construction d'un moteur présentant à la fois une compression variable et une alimentation variable en charge fraîche est particulièrement avantageuse puisque l'amélioration de rendement qu'on peut obtenir par l'enploi des deux agencements est plus grande que la somme des perfectionnements donnés par les deux agencements individuels.
Dans le moteur à cycle Otto à quatre temps le rapport air/combusti- ble doit être maintenu approximativement constant pour toutes les charges (extérieures). Alors que les rapport air/combustible quelque peu supérieurs au rapport stoechiométrique donnent une amélioration du rendement thermique, un large excès d'air se produit dans la compression, tandis qu'un autre affaiblissement du mélange entraîne le défaut d'allumage. Dans le moteur habituel l'air non désiré est exclus aux charges partielles au moyen d'une soupape d'étranglement, qui augmente beaucoup les pertes par pompage de moteur.
Ainsi le travail dépensé en fournissant une charge fraîche de mélange d'air et de combustible dans des conditions de charge extérieure partielle est plus grand qu'il ne serait et la première des conditions mentionnées plus haut pour un rendement thermique amélioré n'est pas satisfaite. L'emploi d'une machine d'alimentation ou de débit variable vainct ce défaut et il faut remarquer que lorsque le débit de la machine tombe en dessous de la capacité volumétrique du moteur, celui-ci devient une machine à détente. Dans ce cas la quantité nécessaire de charge fralche est prise dans la machine à peu près à la pression atmosphérique et est détendue à la pression sous atmosphérique de la manche d'admission du moteur.
Ce processus de détente produit un travail utile qui est transmis à l'arbre du moteur et qui rattrape largement la perte par pompage. La charge extérieure minima qui peut être atteinte en augmentant le degré de détente est limitée par le fait que le processus de détente refroidit beaucoup l'air, en sorte que l'allumage et la combustion sont affectés défavorablement. Si la machine à débit variable est utilisée en conjonction avec l'agencement à compression variable, ce défaut est vaincu, puisque le taux de compression augmenté obtenu lorsque la pression de la charge décroît fournit une température de compression adéquate, même aux charges extérieures les plus faibles.
L'emploi de l'agencement à compression variable sens la machine à débit variable donne une économie sous charge extérieure partielle améliorée par rapport au moteur à cycle Otto normal, mais l'amélioration n'est pas si grande qu'avec le schéma combiné, parce que dans le premier cas les pertes par pompage normales sont existantes et que le taux de compression atteint pour toute charge extérieure partielle est moindre que
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lorsqu'on emploie aussi la machine à débit variable. Cette dernière, lors- qu'elle détend la charge, la refroidit aussi appréciablement, en sorte qu'une quantité donnée de charge occupe un volume moindre que normal.
Ain- si, la pression de la charge fraîche est plus faible qu'avec la charge non refroidie, et on peut employer un taux de compression plus élevé avant que soient atteintes dans le cylindre les conditions limites où se produit la détonnation. De la sorte, le domaine de travail pratique à la fois de la ma- chine à débit variable et de l'agencement à compression variable est étendu et la combinaison donne un résultat amélioré plus important que la somme des améliorations qu'on peut obtenir par l'usage séparé de ces dispositifs.
La description immédiatement précédente se rapport à un moteur à cycle Otto chargé atmosphériquement (sous pression atmosphérique), et on com- prendra qu'une amélioration encore plus grande peut être obtenue avec un mo- teur à charge sous pression, parce que le champ de variation de la pression de charge est plus grand c'est-à-dire que le rapport entre les conditions de pleine charge extérieure et de charge extérieure absente est plus grand.
Le moteur à charge sous pression est déjà pourvu d'un compresseur, de sorte que celui-ci doit être équipé d'une machine à débit variable, et il ne faut pas d'unités spéciales.
Les dessins ci-annexés montrent à titre d'exemple seulement, des diagrammes pression-volume, et des détails d'une forme de réalisation de l'invention dans laquelle: - les figures 1 à 6 sont des diagrammes pression-volume d'une forme de réalisation de l'invention fonctionnant suivant le cycle d'Otto; - la figure 7 est une coupe transversale d'un piston au moyen du- quel on peut obtenir un rapport de compression variable ; - la figure 8 est une coupe transversale d'une machine à débit variable; - la figure 9 est'une coupe dans un moteur à combustion interne montrant à la fois le piston de la figure 7 et la machine à débit variable de la figure 8; - la figure 10 est une élévation latérale du moteur à combustion interne de la figure 9.
Le perfectionnement proposé dans le fonctionnement est décrit à titre d'exemple dans le cas du cycle Otto pour des conditions parfaites hy- pothétiques montrées aux diagrammes pression-volume des figures 1 à 5. La figure 1 montre le diagramme P.V. habituel pour le cycle Otto à pleine charge extérieure et la figure 2 montre la situation à charge partielle normale.
L'aire 1, 2, 3, 4, 5 représente le travail positif fait sur le piston et l'aire 6, 7, 8, le travail fait par le piston lorsqu'il aspire la charge.
Cette dernière surface est retranchée de la première pour donner le travail utile. On reconnaît bien que le rendement du cycle Otto peut être augmenté si on élève le rapport V5. Le volume V5-V2 est fixé par l'alésage et la
V2 course du moteur en sorte que V2 seulement peut être modifié pour donner le rapport ou taux de compression désiré. Ce volume V2 est réglé au minimum pour toute machine particulière à pleine charge extérieure. La pression et la température de la charge au point 2 sont alors tels que toute nouvelle réduction de V2 augmente la température de compression et la pression au delà de la valeur limite provoquant la détonation.
A charge partielle, figure 2, la compression commence à pression plus basse P8 en sorte que, après compression, la pression P2 est inférieure à celle obtenue à pleine charge. Dans ces conditions par conséquent le rapport de compression peut être augmenté et le diagramme devient tel que montré à la figure 3. Ces conditions qui donnent un plus haut rendement au cy-
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cle, sont obtenues par l'emploi des moyens pour faire varier le rapport de compression.
Un autre procédé d'améliorer le rendement du cycle à charges ex- térieures partielles est de réduire les pertes à la succion 6, 7, 8, 1. Si la charge est prise dans la machine et détendue à la pression au point 8 et débitée dans la manche d'entrée, la machine à détente fonctionne comme mon- tré au shcéma de la figure 4. Maintenant, si cette machine à détente est re- liée au moteur,le cycle effectif devient tel que montré à la figure 5 ou la majeure partie de perte à la succion 6, 7, 8, 1 est compensée par le travail de la machine à détente 9, 1, 8, 4.
La petite perte à la succion qui subsis- te 6,7, 9 est provoquée par la détente du gaz d'échappement résiduel dans l'espace morto Du fait de l'effet de refroidissement de la charge de la ma- chine à détente il faut un certain chauffage de la charge pour amener la tem- pérature au point 7 jusqu'à celle au point 8 de la figure 2 pour assurer que le degré de compression de 8 à 2 est suffisant au point 2 pour donner un al- lumage et une combustion satisfaisants.
Maintenant,si ces deux procédés pour améliorer le rendement à charge partielle sont combinées en ajoutant la machine à détente au moteur avec un rapport de compression variable, on a non seulement les avantages obtenus par la soustraction de l'aire du diagramme 9, 1, 8, 7 de la figure 4 de 3' aire 6, 1, 8, 7 de la figure 3 mais des avantages supplémentaires qui conduisent à un diagramme tel que montré à la figure 60 Dans ce diagramme, on n'effectue pas le chauffage de la charge comme c'était le cas pour le dia- gramme 5 puisque la compression est suffisante maintenant pour assurer que la température d'allumage sera atteinte.
Comme la charge est plus froide au point 8 de la figure 6 qu'au même point à la figure 3 la pression doit être inférieure si le même poids de charge doit complètement occuper le cylindre, par suite le rapport de compression V8 peut même être plus grand qu'à la fi- V2 gure 3 en sorte que le cycle a meilleur rendement. Le rapport de compression supérieur donne encore l'avantage supplémentaire que V6 est moindre de sorte qu'on dépense moins de travail en détendant le gaz d'échappement résiduel montré par l'aire 6, 7, 90 Ainsi, pour unecharge donnée d'air et de combus- tible, on obtient plus de puissance qu'on ne pourrait en atteindre avec le cycle normal plus la somme des améliorations individuelles.
Une autre particularité importante de la combinaison est qu'elle permet à chaque procédé d'amélioration d'être efficace jusqu'aux charges extérieures inférieures. L'état de marche à charge extérieure absente pour un moteur à compression variable serait donné par la figure 3 si l'aire de travail positif 1, 2, 3, 4, 5 était égale à l'aire de travail négatif 6, 7, 8, 1, plus une aire équivalente aux pertes par frottement. L'addition d'une machine à détente capable de déduire le travail représenté par l'aire 5, 1, 8, 7 donnerait au moteur un travail sortant positif pour la même prise de combustible,en sorte qu'une réduction supplémentaire de charge serait néces- saire pour réduire à zéro la puissance sur l'arbre.
Cette nouvelle réduction produirait une plus basse pression de charge à l'entrée et ainsi un rapport de compression plus élevé pourrait être employé en sorte qu'on arriverait à la réduction encore plus importante de combustible demandée pour marcher en l'absence de charge (extérieure). Tous ces avantages additionnels seront ef- ficaces dans une mesure qui va en s'accroissant tandis que la charge extérieu- re est réduite de sa pleine valeur à zéro.
Aux fortes charges extérieures, la combinaison des moyens de com- pression variable et du compresseur à déplacement variable donne une exten- sion du domaine de puissance au delà de ce qu'on pourrait atteindre du total des composants individuels. Avec les moyens de compression variable et un dispositif de charge sous pression normal il y a une limite économique à la- quelle on peut élever le degré de charge sous pression et ainsi la puissance recueillieo Celle-ci est déterminée par la puissance d'entrée au compres- seur qui, pour toutes les charges extérieures autres que la pleine charge
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est déduite de la puissance de la machine sans récupération utile et sert ainsi à rendre la consommation spécifique de combustible, pour ces charges extérieures,
plus grandes que pour le moteur chargé à la pression atmosphé- riqueo Dans l'autre cas, si un compresseur à déplacement variable est adap- té à un moteur à rapport de compression constant, alors parce que ce rapport de compression doit être choisi pour donner un bon démarrage et une bonne marche à faible charge extérieure, il y a une limite à la pression de char- ge maxima qu'on peut utiliser et qui déterminée par la détonation de la charge après compression fixéeo
Avec la combinaison de moyens de compression variable et d'une pompe à déplacement variable, la charge sous pression peut être augmentée au delà de celle donnée dans le premier des deux cas, et le rapport de com- pression être abaissé plus que ne pourrait le permettre le dernier cas par- ce que la seule combinaison de ces deux dispositifs ne rend effectives au- cune de ces limites.
Le degré de charge sous pression peut être augmenté autant qu'on le désire sachant que les pistons à compression variable assu- reront que la pression de compression soit inférieure à celle qui produi- rait la détonation et que le compresseur à déplacement variable assurera que pour toutes les charges extérieures la puissance nécessaire pour entraîner le dispositif chargeur sous pression n'est pas plus grande qu'il ne faut pour fournir la quantité de charge nécessaire pour toutes conditions de charge ex- térieureo Ainsi, les deux dispositifs fonctionnent dans un domaine de puis- sance qui serait inacceptable s'il était obtenu par l'un ou l'autre moyen seul à cause du manque de rendement dans les parties inférieures du domaine des charges extérieures.
Dans le cas d'un moteur à allumage par compression, à cycle à quatre temps, chargé sous pression par un compresseur à déplacement positif commandé mécaniquement par le moteur, la quantité d'air et la pression de l'air admis restent sensiblement constants pour toutes les charges extérieures du moteur, et correspondent nécessairement à ce qu'il faut pour faire tourner le moteur dans les conditions de pleine charge extérieure. Aux charges partielles, du travail non nécessaire est fait en comprimant de l'air qui n'est pas nécessaire pour des buts de combustion ou de balayage, en sorte que le rendement du cycle est inférieur au maximum.
L'adaptation d'un compresseur à débit variable au moteur, au lieu du dispositif chargeur sous pression normal, permet une réduction de la quantité d'air fournie au moteur aux charges partielles, et ainsi une réduction de la puissance absorbée par le compresseur, avec une augmentation consécutive du rendement du cycle.
Cependant, seulement une réduction limitée de la quantité d'air peut être tolérée par le moteur avant que la température et la pression de l'air ne deviennent trop ba@ses pour le taux de compression bas fixé, choisi pour convenir aux conditions de pleine charge extérieure, pour les élever aux valeurs pour lesquelles peut avoir lieu une combustion satisfaisanteo
La compression variable en elle-même améliore le rendement en augmentant le rapport de compression aux charges partielles.
Avec des moteurs fortement chargés sous pression, ayant un rapport de compression fixe, il est nécessaire d'employer un rapport relativement bas pour éviter de trop grandes fatigues aux pleines charges extérieures, et le démarrage devient difficile, mais en prévoyant une compression variable cette difficulté est vaincue en prévoyant un rapport de compression élevé au démarrage.
Cependant, la compression variable ne peut donner l'amélioration mentionnée ciavant,qui résulte de la réduction de la quantité d'air aux charges par- tielleso
Si l'on emploie une machine à débit variable en conjonction avec la compression variable, non seulement le rendement du cycle est augmenté tandis que la quantité d'air est réduite, mais également la limite à laquelle on peut pousser la réduction de la quantité d'air est reculéeo La compression variable permet la pleine utilisation du débit variable et viceversa,
puisque la réduction de la quantité d'air aux charges partielles donnée par la machine à débit variable permet l'utilisation de l'agencement à
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compression variable pour utiliser des rapports de compression plus élevés qu'on ne pourrait le faire avec des quantités d'air normales, et produit les conditions de température et de pression nécessaires pour une combustion sa- tisfaisante.
Dans un moteur chargé sous pression par une turbo soufflante à gaz d'échappement, et utilisant l'agencement à compression variable, les conditions,jusqu'à un certain point, satisfont aux exigences pour un rendement thermique maximum, puisque la charge extérieure diminuée du moteur est accompagnée par une diminution d'énergie à l'échappement et ainsi de la quantité et de la pression de l'air fourni au moteur.
Cependant, la relation entre la charge extérieure et la grandeur de la charge s'approche de la valeur optima pour une vitesse seulement, et pour obtenir les meilleurs conditions pour toutes charges extérieures et vitesses, la turbine à gaz d'échappement nécessi- te d'être équipée de moyens pour fournir une section de tuyère variable et doit entraîner ou bien un compresseur aérodynamique avec des diffuseurs variables ou un compresseur à déplacement positif.
Lorsqu'un moteur est équipé d'une machine à débit variable par la- quelle la charge fraîche est passée au moteur, la question de savoir si le moteur est chargé sous pression ou non dépend des déplacements relatifs du moteur et de la machine. Si le déplacement maximum de la machine à débit variable, par unité de temps, est plus grand que celui du moteur, le moteur est chargé sous pression; s'il est égal ou inférieur à celui du moteur, le moteur n'est pas chargé sous pression.
Dans le cas de moteurs à cycle à deux temps fonctionnant soit d'après le cycle à allumage par compression soit d'après le cycle Otto, les avan- tages de la combinaison s'appliquent aux moteurs chargés sous pression seulement, et on remarquera que beaucoup de moteurs dits à balayage par soufflante sont chargés sous pression suivant la définition qui précède. Dans des moteurs à cycle à deux temps, la pression de l'agent de balayage ne peut être réduite beaucoup en dessous de la pression atmosphérique., puisque la pression des gaz dans le système d'échappement, à part des fluctuations, est voisine de la pression atmosphérique.
L'emploi d'un compresseur à débit variable pour fournir la charge sous pression assure que de l'énergie n'est pas gaspillée en comprimant une quantité excessive de charge fraîche aux charges partielles, mais avec ce dispositif seul la charge sous pression maxima que l'on peut avoir est limitée par le taux de compression fixé du moteur. Ce taux de compression fixé doit être réduit lorsque le degré de chargement sous pression est augmenté, et une limite est atteinte lorsqu'un démarrage pauvre et un faible rendement thermique sur tout le domaine des charges extérieures rend antiéconomique d'augmenter encore la pression de charge.
Si l'agencement à compression variable est également employé, on a un fort rapport de compression au démarrage et pour toutes les charges extérieures on a le rapport de détente pratique le plus élevée Le moteur est encore relativement peu économique à pleine charge à moins qu'on n'utilise l'énergie contenue dans les gaz d'échappement, laquelle énergie augmente lorsque la pression de charge est augmentée, comme conséquence de la nécessité de travailler à des rapports de compression et de détente réduits.
Pour l'utilisation efficace de pressions de chargement élevées, on utilisera une certaine forme de compoundageo Ceci est réalisé usuellement par une turbine à gaz d'échappement et les cycles sont dit cycles de moteur compound et de générateur de gaz. Dans le système de moteur compound, la puissance de la turbine fait partie de la puissance brute, et la turbine peut être reliée par transmission à l'arbre du moteur ou avoir un arbre de sortie ' séparé. Avec le système à générateur de gaz, toute la puissance utile du moteur est employée pour entraîner le chargeur sous pression et la puissance de sortie totale est prise à la turbine. L'emploi des deux cycles est gêné par les difficultés de démarrage et celle d'avoir une bonne économie aux faibles charges.
La première difficulté résulte du rapport de compression bas qui doit être utilisé pour limiter la pression maximum à pleine charge extérieure. La deuxième difficulté provient d'une combinaison du rapport de compression bas et de la quantité d'air excessive débitée par le compresseur
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à déplacement positif pour la vitesse minima du moteur.
Les désavantages sont écartés par l'emploi d'un rapport de com- pression variable et d'un compresseur à débit variable. L'emploi d'un rap- port de compression variable assure qu'il existe un haut rapport de compres- sion au démarrage et que le rapport de compression est convenable pour tous les degrés de charge sous pression existant pour tous les points du domaine de charge extérieure. Le compresseur à débit variable permet une réduction de la quantité d'air débitée par cycle en sorte que pour la vitesse minima du moteur,on réduit la quantité totale d'air mis en oeuvre et la pression de charge.
Ceci produit une chute du travail du compresseur et à cause de cela le moteur nécessite moins de combustible pour conserver le groupe en marche,améliorant ainsi l'économie à faible charge et dans la marche à vi- de. Ceci ne peut être fait sans un agencement à compression variable dans le moteur puisque la pression de charge devient trop basse pour'que l'alluma- ge par compression ait lieu. Le plein avantage du dispositif à rapport de compression variable ne peut être obtenu si l'on emploie un compresseur à débit constant puisque le poids de l'air débité par cycle lorsqu'on marche à vide est alors égal à ce qu'il est à pleine charge extérieure.
La puis- sance du moteur doit être suffisante pour maintenir cet écoulement et ainsi une quantité appréciable de combustible est utilisée pour produire de 1'é- nergie à l'échappement, qui est perdue. La variation du rapport de compres- sion dans ces conditions altère le rendement avec lequel l'énergie d'échap- pement perdue est produite, mais ne peut arrêter cette perte elle-mème.
C'est seulement en réduisant la quantité d'air débitée par cycle que l'éner- gie perdue à l'échappement peut être réduite appréciablement et qu'on peut utiliser pleinement le dispositif à compression variable.
Lorsque le degré de chargement sous pression de moteurs à cycle à quatre temps est augmenté, il en résulte des conditions telles que l'énergie dans les gaz d'échappement est considérablement en excès par rapport à celle qui serait nécessaire pour fournir la charge sous pression, et pour que le cycle reste économique il est nécessaire d'appliquer le compoundage avec une turbine, ou un autre type de machine à détenteo Cet état de chose se présente à charge extérieure plus élevée qu'avec le moteur à cycle à deux temps, mais les conditions de marche et les avantages décrits ci-avant pour le moteur à cycle à deux temps s'appliquent aussi à un moteur à cycle à quatre tempsa
Tout moyen convenable peut être utilisé pour faire varier le rapport de compression automatiquement de la manière décrite ci-dessus,
mais pour indiquer 'clairement comment l'invention peut être réalisée la descrip- tion suivante comprend les détails d'un piston pour un moteur à compression interne au moyen duquel on peut obtenir un rapport de compression variable, pour être employé en vue de mettre en oeuvre la présente invention. En outre, toute machine à débit variable d'air ou de mélange d'air et de combustible peut être employée, mais la description suivante comprend aussi les détails d'une machine à débit ajustable perfectionnée que l'on peut employer. Il apparaîtra par suite que l'invention n'est pas réduite aux formes de réalisation spécifiques ici décrites.
Dans un procédé pour mettre en oeuvre la présente invention, on a prévu un piston au moyen duquel le rapport de compression d'un moteur est automatiquement changé principalement suivant la pression maxima du gazagissant sur le piston de manière à obtenir ainsi., pour toutes conditions de marche du moteur, le taux de compression maximum admissible. Dans ce but un piston autoréglable est utilisé au lieu du piston normal. Le piston comprend au moins deux parties, dont l'une est reliée au petit bout de la bielle par un quelconque des moyens connus tandis que l'autre qui fait partie des limites de la chambre de compression, est mobile par rapport à la première partie, de manière à changer le volume de l'espace mort.
Le mouvement nécessaire est contrôlé par le passage de l'huile qui peut être prise sur le système à graissage normal du moteur, dans ou hors de la chambre ou des chambres formée(s) entre les deux parties du piston. Cesmouvements de l'huile peuvent être contrôlés par des soupapes d'admission ne permettant pas le retour et par des
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soupapes d'échappement soumises à l'action de ressorts et/ou des orifices de décharge agencés et réglés pour donner les changements de position désirés de la partie réglable du piston, suivant la charge extérieure du moteur.
L'agencement suivant l'invention peut être appliqué à un piston sans quelque augmentation considérable de son poids puisque l'épaisseur de la couronne peut être réduite en raison de la forme de la construction utilisée.
Dans la forme de construction décrite ci-après, on suppose que le piston travaille dans un cylindre vertical avec la chambre de combustion tout en haut,mais naturellement elle peut être utilisée dans un cylindre occupant toute autre position.,
Dans une forme de construction suivant l'invention, on a prévu dans chaque cylindre d'un moteur à combustion interne du type à cycle à quatre temps un piston tel que montré à la figure 7 et formé de deux parties principales, l'une étant disposée à l'intérieur de l'autreo L'extrémité supérieure, ou couronne 6 de la pièce en forme de calotte extérieure 5 forme la tête du piston proprement dit et présente une surface à contours normaux à la chambre de combustion et est pourvue de segments de piston en positions normales,
tandis que la pièce intérieure 1 peut coulisser à l'intérieur de l'au tre pièce et coaxialement à celle-ci. La pièce intérieure 1 est attachée de la manière normale au moyen d'une broche 2 au petit bout 3 de la bielle 4.
-Le mouvement axial de la pièce extérieure par rapport à la pièce intérieure produit des changements dans l'espace du cylindre au-dessus de la couronne 60 Une chambre 7 est formée entre la surface supérieure de la pièce intérieure 1 et la surface inférieure de la couronne 6 tandis qu'une chambre annulaire inférieure 8 est formée par un retroussement dans le fond de la paroi de la pièce intérieure en forme de calotte, ladite chambre inférieure 8 étant limitée à ses surfaces intérieure et supérieure par les deux surfaces du rebroussement de la pièce intérieure,
tandis que la surface extérieure de celle-ci est formée par la surface intérieure de la chemise de la pièce extérieure alors que la surface inférieure est formée par une bague 16 faisant saillie à l'intérieur autour du bas de la chemisée Cette bague peut être avantageusement filetée et vissée au fond de ladite chemise pour permettre l'introduction de celle-ci après que la pièce intérieure a été mise en place. La commande du mouvement entre la pièce intérieure et la pièce extérieu- re est produit par l'écoulement de l'huile dans et hors de la chambre supérieure 7 et de la chambre annulaire inférieure 8.
Un passage d'huile 9 est prévu dans la bielle 4, reliant l'admission d'huile de graissage sous pression au palier du petit bout et de là au moyen d'un tr@u à travers la broche, à un trou dans la face supérieure du petit bout de la bielle. L'huile passe vers une soupape à sens unique 11 d'où elle passe par la voie de l'orifice réduit dans la plaque lla à la chambre supérieure 7. L'huile passe également par la voie d'une autre soupape à sens unique 12 et un passage vers la chambre inférieure 8.
La décharge de l'huile de la chambre supérieure a lieu par une soupape de décharge comprenant des plateaux circulaires laminés 13 d'acier à ressort qui peuvent être de diamètres décroissants, placés coaxialement à la pièce intérieure 1 et faisant partie de la surface supérieure de celle-ci.
La plaque circulaire placée le plus haut porte par le pourtour de sa périphérie contre une bague siège 14 et l'huile passant par cette soupape s'écoule par les trous 15 vers le puits à huile du moteur. La décharge d'huile de la chambre inférieure se produit vers le bas par le jeu entre la pièce intérieure du piston et la bague 16 formant la limite inférieure de la chambre à huile inférieure et vers le haut par le jeu entre les pièces intérieure et extérieure du piston.
En variante, la décharge de l'huile par ces voies est limitée en rendant les jeux-'petits et/ou en utilisant des bagues de garniture et la majeure partie de la décharge se produit à travers un orifice qui débite soit vers le bas directement dans le puits soit vers le haut et par l'intermédiaire d'un trou de décharge (ou de trous de décharge) dans la partie intérieure du piston, vers le puits.
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Le fonctionnement est le suivante Pendant la dernière partie de chaque course d'échappement, et la première partie de la course d'aspira- tion, la force due à l'inertie de la pièce extérieure du piston et à l'iner- tie de l'huile dans la chambre supérieure et dans une certaine mesure l'iner- tie de la colonne d'huile dans la bielle agit sur l'huile dans la chambre in- férieure, produisant l'écoulement d'une certaine quantité au dehors par le passage de décharge et déplaçant ainsi la partie extérieure d'une très peti- te distance (de l'ordre de quelques millièmes de pouce) vers le haut par rap- port à la partie inférieure. En même temps, la chambre à huile supérieure augmente de volume,, et de l'huile s'écoule dans celle-ci en passant par la soupape à sens unique 11.
Si la charge extérieure du moteur a juste été ré- duite, en sorte que la pression maxima est inférieure à celle qui est néces- saire pour actionner la soupape de décharge, c'est-à-dire la condition dans laquelle une augmentation du rapport de compression est nécessaire, ce pro- cessus est répété pour chaque cycle du moteur sans que rien d'autre ne se pro- duise jusqu'à ce que soit atteint le rapport de compression donne la pression maxima prédéterminée qui actionne la soupape de décharge.
Ce prochain petit mouvement vers le haut élève le rapport de compression légèrement au-dessus de la valeur nécessaire et par suite la pression maxima dans le cylindre dé- passe légèrement la valeur nécessaire pour vaincre la résistance de la soupape de décharge 14 qui alors s'ouvre et décharge une petite quantité d'huile, amenant ainsi la partie extérieure du piston vers le bas, d'une petite distance par rapport à la partie intérieure. Si la charge extérieure du mo- teur reste maintenant stable à la valeur faible, la partie extérieure du piston continue à se mouvoir vers le haut et vers le bas, très légèrement, par rapport à la partie inférieure, dans chaque cycle, sa position moyenne relative étant celle qui donne la valeur maxima de pression au cylindre, déterminée par la pression d'ouverture de la soupape de décharge.
Si la soupape d'étranglement de l'admission au moteur est à présent ouverte, la pression dans le cylindre tendra à s'élever bien au-dessus de la valeur nécessaire pour ouvrir la soupape de décharge 13, mais comme cette soupape s'ouvre et donne une aire de décharge considérable, de l'huile de la chambre supérieure 7 est rapidement déchargée de sorte que la partie extérieure du piston se déplace vers le bas rapidement par rapport à la partie intérieure, et le volume d'estpace mort est augmenté, maintenant aussi la pression maxima au cylindre au voisinage de la valeur prédéterminée.
Le piston se règle ainsi de lui-même à une allure limitée suivant une réduction de la charge extérieure du moteur, cette allure étant déterminée par l'aire fournie aux fuites de la chambre inférieure. Il n'y a pas nécessité d'une augmentation rapide du taux de compression et en outre un grand mouvement relatif vers le haut de la partie extérieure du piston à chaque cycle serait indésirable puisqu'à charge constante cela entraînerait un mouvement également grand vers le bas pour chaque cycle, et par suite un gaspillage appréciable de puissance pour pomper 1-'huile. Au contraire., il est désirable que le piston réponde aussi rapidement que possible à une augmentation subite de la vitesse d'alimentation du moteur,
dans le but d'éviter une pression au cylindre excessive et la détonation ou les fatigues importantes qui en résulteraient. La vitesse d'ajustement est déterminée par la soupape de décharge 13, l'agencement prédécrit donnant une réponse très rapide en vertu de la grande aire découverte à la périphérie par un petit mouvement, et l'absence d'effet différentiel qui fait que certaines soupapes se ferment à une pression sensiblement inférieure à leur pression d'ouverture.
Pour plus de détails quant aux moyens de faire varier le rapport de compression on se référera à la demande de brevet belge n 40707070
La machine à débit variable dont il a été question plus haut et dé- crite à titre d'exemple seulement est pourvue d'une enveloppe en forme de huit. Les rotors ont la forme de cylindres creux de même diamètre et de même
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longueur, qui sont montés à 1'intérieur du carter sur des axes parallèles de telle sorte que les surfaces extérieures des deux cylindres se touchent ou se touchent presqueoLes axes des rotors coïncident avec l'axe de chacun des alésages circulaires de la forme de huit; mais les diamètres des rotors sont moindres que le diamètre desdits alésages, de la hauteur des pales.
Les rotors sont reliés à un système de transmission convenable qui les fait tourner à vitesse superficielles égales, en sens opposés, dans le carter. Sur chaque rotor est prévue une paire de pales qui tournent avec le jeu de travail dans l'alésage du carter. Les cylindres creux formant les rotors ont des fentes découpés en eux, du côté menant des pales du rotor débitant et du cô té postérieur des pales du rotor d'admission, chacune légèrement plus grande en longueur que les pales en sorte que celles-ci puissent passer à chaque tour. Les fentes sont découpées jusqu'aux alésages centraux des cylindres et sont utilisées comme lumières pour l'admission et le débit d'airo Des conduits dans l'une ou dans les deux plaques d'extrémité du carter extérieur sont agencés pour être en liaison avec les alésages intérieurs desdits rotors.
Une soupape tubulaire fixe est prévue de telle sorte que l'aire couverte par cette soupape détermine le degré de compression obtenu avant l'ouver ture de la lumière qui débite.
La figure 8 montre une machine ayant deux rotors, chacun avec deux pales. Le carter 19 est en forme de huit, semblable à celui des ventilateurs de Rooto Les rotors a, b, ont la forme de deux cylindres creux tournant dans le carter et entraînés pour tourner à la même vitesse mais en sens opposé par une paire d'engrenages extérieurs non montrés. Sur chaque cylindre il y a une paire de pales 20,20 et 21,21 qui passent juste dans l'alésage du carter. Les cylindres ont des fentes 22, 22 et 23, 23 découpés en eux du côté menant de la pale du rotor débitant b et du côté suivant du rotor d'admission a, chacune légèrement plus grande en longueur que les pales pour que celles-ci puissent passer à chaque tour.
Les fentes 22, 22 et 23,23 sont faites de part en part jusqu'à l'intérieur des alésages 24, 25 des cylindres et sont employées comme lumières pour l'admission et l'évacuation de l'air. Des conduits dans l'un des ou dans les deux plateaux d'extrémités du carter extérieur sont prévus pour assurer la communication avec les alésages intérieurs des rotors. L'alésage de chaque rotor est circulaire et concentrique avec son rotor, et une soupape tubulaire fixe 26 est prévue, dont une partie est en forme de grille. .
La rotation du segment de soupape réglable 27 dans le rotor d'ad- mission,!!, dans un sens opposé à celui des aiguilles d'une montre,réduit la longueur de la période d'admission et commande ainsi la quantité de fluide passé par la machine. La rotation du segment de soupape réglable 28 à 1'intérieur du rotor débitant b, dans le sens contraire à celui des aiguilles d'une montre, augmente le degré de compression interne produit avant que le débit ne commence. La pression de débit est déterminée par les capacités relatives du compresseur et de la machine alimentée et pour un fonctionnement efficace une compression intérieure doit être approximativement égale à la pression de débit.
Pour obtenir cela, le segment tournant de la soupape de débit peut être couplé à un dispositif sensible à la pression 31 actionné par la différence entre la pression de débit et la pression de compression.
En reliant la soupape 27 du rotor d'admission au système de contrôle de la puissance du moteur comme montré par la flèche 32, on fait varier la quantité d'air délivrée par cycle en même temps qu'on modifie le réglage du contrôle de puissance.
Oy. Pour plus de détails sur la pompe on se réfèrera au brevet anglais n 665.484.
Les figures 9 et 10 montrent un moteur à combustion interne avec un piston à taux de compression variable et un compresseur à déplacement variable. La figure 9 montre schématiquement une section transversale de la machine au travers d'un cylindre ayant un piston fait de deux parties principa- les 1 et 5, l'extrémité 6 de la partie extérieure en forme de calotte formant la couronne du piston tandis que la chambre 7 est formée entre les extrémités des deux parties. Le piston est fixé par une broche 2 au petit but
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de la bielle 40 L'agencement des diverses pièces est tel que décrit en se ré- férant à la figure 7.
Le compresseur a déplacement variable 33 a deux rotors a et b pourvus de soupapes tubulaires 26, tandis que la lumière d'admission est pourvue d'une pièce en partie cylindrique 27 qui est reliée par une trin- gle à la pédale d'accélérateur 31 au moyen de laquelle on contrôle la quan- tité d'air ou de mélange d'air et de combustible délivrée par le compresseur.
Figure 10 est une élévation latérale montrant comment le compresseur à dépla- cement variable est contrlé par la pédale d'accélérateur 31 du moteur, tan- dis qu'une soupape papillon peut être prévue si nécessaire en ce qui concer- ne le carburateur 32 pour la marche à faible vitesse.
La demande de brevet belge antérieure n 407.707 décrit et reven - dique un moteur à combustion interne dans lequel on peut faire varier le vo- lume d'espace mort du cylindre en faisant varier la distance entre une partie au moins de la couronne du piston et la relation entre le piston et le moyen prévu pour transformer le mouvement alternatif du piston en mouvement de rota- tion, comprenant une machine à débiter de l'air ou un mélange air-combustible qu'on peut régler pour faire varier la quantité d'air ou de mélange fournie au moteur.
Ou plus spécifiquement., le moteur est muni d'un piston comme dé- crit et revendiqué dans cette demande en même temps qu'une machine à débit variable telle que décrite et revendiquée dans le brevet britannique n 665.484, et par suite les revendications de la présente demande sont limitées comme excluant l'une quelconque des constructions revendiquées dans ladite première demande qui sont pourvues tous deux desdits moyens spécifiques pour faire varier le taux de compression et de ladite machine spécifique de débit d'air ou de mélange d'air et de combustible qu'on peut régler pour faire varier la quantité d'air ou de mélange fournie au moteuro a REVENDICATIONS.
1. Moteur à combustion interne caractérisé en ce qu'il est pourvu à la fois de moyens pour faire varier le rapport de compression et d'une machine à débiter de l'air ou un mélange d'air et de combustible qu'on peut régler pour faire varier la quantité d'air ou de mélange fournie au moteur.
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IMPROVEMENTS TO INTERNAL COMBUSTION ENGINES.
The present invention relates to internal combustion engines and its object is to provide internal combustion engines with improved performance.
Two of the conditions for having maximum thermal efficiency in a piston-type internal combustion engine are:
First, that at any point in the machine's external load range, the work expended in supplying the air or the mixture of air and fuel is not excessive.
Second, that the highest ratio or expansion rate be used, and to achieve this the air or the mixture of air and fuel must be compressed by the piston to the greatest extent possible within the extreme limits of the cycle. . These limits are determined by the detonation in the Otto cycle engine, and the mechanical fatigue limits in the compression ignition engine, and in normal engines these limits are approached at full load only while at higher compression ratios. are desirable for partial loads. This second condition like the first implies that the quantity of air is not unnecessarily large since this would make it impossible to use the maximum compression ratio appropriate to the external load.
Fulfilling these two conditions is essential if the maximum possible efficiency is to be obtained, and they cannot be achieved by an engine having a fixed compression ratio or in which the amount of fresh charge used per cycle is constant or controlled by a throttle valve.
The invention consists of an internal combustion engine characterized in that it is provided both with means for varying the compression ratio and with a machine delivering air or a mixture of air and fuel.
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tible which is adjustable to vary the amount of air or mixture supplied to the engine.
The invention further consists of a construction as set forth in the previous paragraph in which the compression ratio is automatically adjusted to increase as the (external) load decreases and to decrease as the (external) load increases, to maintain a substantially maximum pressure. constant in the cylinder or cylinders of the engine and where the feeding machine is regulated directly or indirectly by the normal commands or controls of the engine.
Assuming that to run at full (external) load all engines are built to have the highest fixed compression ratio possible, and to have the optimum amount of fresh (fuel) load compatible with other features of their model and of their construction, then there is no claim per se for the improvement of thermal efficiency at full external load, but only at partial external load. Many engines run at part load for a large part of their life.
The proportions given below are particularly advantageous in engines loaded (with fuel) under pressure and the proposed combination makes it possible to increase the degree of loading under pressure so that the ratio between the full external load and the absent load is increased. , so that one can have great improvements, while the starting of engines heavily loaded (with fuel) under pressure is much easier.
The construction of an engine having both variable compression and variable feed under fresh load is particularly advantageous since the improvement in efficiency which can be obtained by employing the two arrangements is greater than the sum of the improvements given. by the two individual arrangements.
In the four-stroke Otto cycle engine the air / fuel ratio should be kept approximately constant for all (external) loads. While air / fuel ratios somewhat higher than the stoichiometric ratio give an improvement in thermal efficiency, a large excess of air occurs in the compression, while further weakening of the mixture causes the ignition failure. In the usual engine, unwanted air is excluded at partial loads by means of a throttle valve, which greatly increases the pumping losses of the engine.
Thus the labor expended in providing a fresh charge of air and fuel mixture under partial external load conditions is greater than it would be and the first of the above mentioned conditions for improved thermal efficiency is not met. . The use of a feed or variable flow machine overcomes this defect and it should be noted that when the flow rate of the machine falls below the volumetric capacity of the motor, the latter becomes an expansion machine. In this case the necessary amount of fresh charge is taken into the machine at approximately atmospheric pressure and is relaxed to sub atmospheric pressure from the engine intake duct.
This expansion process produces useful work which is transmitted to the motor shaft and which more than makes up for the pumping loss. The minimum external load which can be achieved by increasing the degree of expansion is limited by the fact that the expansion process cools the air a lot, so that ignition and combustion are adversely affected. If the variable flow machine is used in conjunction with the variable compression arrangement, this defect is overcome, since the increased compression ratio obtained as the load pressure decreases provides adequate compression temperature even at the heaviest external loads. weak.
The use of the variable compression arrangement in the variable speed machine gives an improved economy under partial external load compared to the normal Otto cycle engine, but the improvement is not so great as with the combination scheme, because in the first case the normal pumping losses are existing and the compression ratio achieved for any partial external load is less than
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when the variable speed machine is also used. The latter, when it relaxes the load, also cools it appreciably, so that a given amount of load occupies a smaller volume than normal.
Thus, the pressure of the fresh charge is lower than with the uncooled charge, and a higher compression ratio can be employed before the limiting conditions in which the detonation occurs in the cylinder are reached. In this way, the practical working range of both the variable rate machine and the variable compression arrangement is extended and the combination gives an improved result greater than the sum of the improvements which can be obtained by. separate use of these devices.
The immediately preceding description relates to an atmospheric (atmospheric pressure) Otto cycle engine, and it will be understood that an even greater improvement can be obtained with a load engine under pressure, because the variation of the charge pressure is greater, i.e. the ratio between the conditions of full external load and absent external load is greater.
The pressurized load motor is already provided with a compressor, so this must be equipped with a variable flow machine, and special units are not required.
The accompanying drawings show, by way of example only, pressure-volume diagrams, and details of an embodiment of the invention in which: - Figures 1 to 6 are pressure-volume diagrams of a embodiment of the invention operating on the Otto cycle; FIG. 7 is a cross section of a piston by means of which a variable compression ratio can be obtained; - Figure 8 is a cross section of a variable flow machine; - Figure 9 is a section through an internal combustion engine showing both the piston of Figure 7 and the variable flow machine of Figure 8; - Figure 10 is a side elevation of the internal combustion engine of Figure 9.
The improvement proposed in the operation is described by way of example in the case of the Otto cycle for hypothetical perfect conditions shown in the pressure-volume diagrams of figures 1 to 5. Figure 1 shows the usual PV diagram for the Otto cycle. at full external load and figure 2 shows the situation at normal part load.
Area 1, 2, 3, 4, 5 represents the positive work done on the piston and area 6, 7, 8, the work done by the piston as it sucks the load.
This last surface is cut off from the first to provide useful work. It is well recognized that the efficiency of the Otto cycle can be increased if the ratio V5 is increased. The volume V5-V2 is fixed by the bore and the
V2 engine stroke so that only V2 can be changed to give the desired ratio or compression ratio. This volume V2 is set to the minimum for any particular machine at full external load. The pressure and the temperature of the charge at point 2 are then such that any further reduction of V2 increases the compression temperature and the pressure beyond the limit value causing the detonation.
At partial load, figure 2, compression begins at lower pressure P8 so that, after compression, the pressure P2 is lower than that obtained at full load. Under these conditions therefore the compression ratio can be increased and the diagram becomes as shown in Fig. 3. These conditions which give a higher efficiency to the cy-
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key, are obtained by the use of means for varying the compression ratio.
Another method of improving the efficiency of the cycle at partial external loads is to reduce the suction losses 6, 7, 8, 1. If the load is taken in the machine and relieved to the pressure at point 8 and discharged in the entry sleeve, the trigger machine operates as shown in the diagram of figure 4. Now, if this trigger machine is connected to the motor, the effective cycle becomes as shown in figure 5 or the most of the suction loss 6, 7, 8, 1 is compensated by the work of the expansion machine 9, 1, 8, 4.
The small suction loss that remains 6,7,9 is caused by the expansion of the residual exhaust gas in the mortar space. Due to the cooling effect of the load of the expansion machine it Some heating of the load is required to bring the temperature at point 7 to that at point 8 of Figure 2 to ensure that the degree of compression from 8 to 2 is sufficient at point 2 to give ignition and satisfactory combustion.
Now, if these two methods for improving the efficiency at part load are combined by adding the expansion machine to the engine with a variable compression ratio, we not only have the advantages obtained by subtracting the area from diagram 9, 1, 8, 7 of figure 4 of 3 'area 6, 1, 8, 7 of figure 3 but additional advantages which lead to a diagram as shown in figure 60 In this diagram, the heating of load as was the case for diagram 5 since the compression is sufficient now to ensure that the ignition temperature will be reached.
As the load is cooler at point 8 in figure 6 than at the same point in figure 3 the pressure must be lower if the same load weight is to completely occupy the cylinder, hence the compression ratio V8 may even be more larger than in FIG. 3, so that the cycle has better efficiency. The higher compression ratio gives the further advantage that V6 is smaller so that less labor is expended in expanding the residual exhaust gas shown by the area 6, 7, 90 Thus, for a given charge of air and from fuel, more power is obtained than could be achieved with the normal cycle plus the sum of the individual improvements.
Another important feature of the combination is that it allows each improvement process to be effective down to lower external loads. The operating state with absent external load for a variable compression engine would be given by figure 3 if the positive work area 1, 2, 3, 4, 5 were equal to the negative work area 6, 7, 8, 1, plus an area equivalent to the friction losses. The addition of an expansion machine capable of deducing the work represented by the area 5, 1, 8, 7 would give the engine positive outgoing work for the same fuel intake, so that a further reduction in load would be necessary to reduce the power on the shaft to zero.
This further reduction would produce a lower inlet charge pressure and thus a higher compression ratio could be employed so that the even greater reduction in fuel required to operate in the absence of load (external ). All of these additional benefits will be effective to an increasing extent as the external load is reduced from its full value to zero.
At high external loads, the combination of the variable compression means and the variable displacement compressor results in an extension of the power range beyond what could be achieved from the total of the individual components. With the variable compression means and a normal pressure loading device there is an economic limit to which the degree of pressurized loading can be increased and thus the collected power. This is determined by the input power at the compressor which, for all external loads other than full load
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is deducted from the power of the machine without useful recovery and thus serves to return the specific fuel consumption, for these external loads,
larger than for the engine loaded at atmospheric pressure o In the other case, if a variable displacement compressor is suitable for an engine with constant compression ratio, then because this compression ratio must be chosen to give good start-up and good running at low external load, there is a limit to the maximum load pressure that can be used and which is determined by the detonation of the load after fixed compression.
With the combination of variable compression means and a variable displacement pump, the pressurized load can be increased beyond that given in the first of the two cases, and the compression ratio can be lowered more than could be expected. allow the latter case because the mere combination of these two devices does not make any of these limits effective.
The degree of load under pressure can be increased as much as desired knowing that the variable compression pistons will ensure that the compression pressure is less than that which would produce the detonation and that the variable displacement compressor will ensure that for all external loads the power required to drive the loader device under pressure is not greater than is necessary to supply the quantity of load necessary for all external load conditions o Thus, the two devices operate in a range of power which would be unacceptable if obtained by either means alone because of the lack of efficiency in the lower parts of the external load range.
In the case of a compression-ignition, four-stroke cycle engine, loaded under pressure by a positive displacement compressor mechanically controlled by the engine, the quantity of air and the pressure of the intake air remain substantially constant for all external loads of the engine, and necessarily correspond to what it takes to run the engine under full external load conditions. At partial loads, unnecessary work is done compressing air which is not required for combustion or sweeping purposes, so that the cycle efficiency is less than maximum.
Adapting a variable flow compressor to the engine, instead of the loader device under normal pressure, allows a reduction in the quantity of air supplied to the engine at partial loads, and thus a reduction in the power absorbed by the compressor, with a consequent increase in cycle efficiency.
However, only a limited reduction in the amount of air can be tolerated by the engine before the air temperature and pressure become too low for the set low compression ratio, chosen to suit full conditions. external load, to raise them to the values for which satisfactory combustion can take place.
The variable compression itself improves efficiency by increasing the compression ratio at partial loads.
With heavily loaded engines under pressure, having a fixed compression ratio, it is necessary to employ a relatively low ratio to avoid excessive fatigue at full external loads, and starting becomes difficult, but by providing for variable compression this difficulty is overcome by providing a high compression ratio at start-up.
However, the variable compression cannot give the aforementioned improvement, which results from the reduction in the amount of air at partial loads.
If a variable rate machine is employed in conjunction with the variable compression, not only is the cycle efficiency increased while the amount of air is reduced, but also the limit to which the reduction in the amount of air can be pushed. the air is moved back o Variable compression allows full use of the variable airflow and vice versa,
since the reduction in the quantity of air at partial loads given by the variable flow machine allows the use of the arrangement with
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variable compression to use higher compression ratios than would be achieved with normal amounts of air, and produces the temperature and pressure conditions necessary for satisfactory combustion.
In an engine pressurized by an exhaust gas turbo blower, and using the variable compression arrangement, the conditions, up to a point, meet the requirements for maximum thermal efficiency, since the external load less engine is accompanied by a decrease in energy at the exhaust and thus in the quantity and pressure of air supplied to the engine.
However, the relation between the external load and the magnitude of the load approaches the optimum value for one speed only, and to obtain the best conditions for all external loads and speeds, the exhaust gas turbine requires 'be equipped with means for providing a variable nozzle section and must drive either an aerodynamic compressor with variable diffusers or a positive displacement compressor.
When an engine is equipped with a variable speed machine through which fresh load is passed to the engine, the question of whether the engine is pressurized or not depends on the relative motions of the engine and the machine. If the maximum displacement of the variable speed machine, per unit of time, is greater than that of the motor, the motor is loaded under pressure; if it is equal to or less than that of the engine, the engine is not loaded under pressure.
In the case of two-stroke cycle engines operating either on the compression ignition cycle or on the Otto cycle, the advantages of the combination apply to pressure loaded engines only, and it will be noted that many so-called sweeping motors are loaded under pressure according to the above definition. In two-stroke cycle engines, the pressure of the scavenging agent cannot be reduced much below atmospheric pressure, since the pressure of the gases in the exhaust system, apart from fluctuations, is around atmospheric pressure.
The use of a variable flow compressor to supply the load under pressure ensures that energy is not wasted compressing an excessive amount of fresh load at partial loads, but with this device alone the maximum pressure load. one can have is limited by the fixed compression ratio of the engine. This fixed compression ratio must be reduced as the degree of pressure loading is increased, and a limit is reached when a poor start-up and low thermal efficiency over the entire range of external loads makes it uneconomic to increase the charge pressure further. .
If the variable compression arrangement is also employed, there is a high compression ratio at start-up and for all external loads the highest practical rebound ratio is obtained The engine is still relatively uneconomical at full load unless no use is made of the energy contained in the exhaust gases, which energy increases when the charge pressure is increased, as a consequence of the need to work at reduced compression and expansion ratios.
For the efficient use of high loading pressures some form of compounding will be used. This is usually performed by an exhaust gas turbine and the cycles are referred to as compound engine and gas generator cycles. In the compound engine system, the turbine power is part of the raw power, and the turbine may be transmission connected to the motor shaft or have a separate output shaft. With the gas generator system, all of the engine's useful power is used to drive the loader under pressure and the total power output is taken from the turbine. The use of the two cycles is hampered by starting difficulties and that of having a good economy at low loads.
The first difficulty arises from the low compression ratio which must be used to limit the maximum pressure at full external load. The second difficulty arises from a combination of the low compression ratio and the excessive amount of air delivered by the compressor.
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with positive displacement for the minimum speed of the motor.
The disadvantages are overcome by the use of a variable compression ratio and a variable flow compressor. The use of a variable compression ratio ensures that there is a high compression ratio at start-up and that the compression ratio is suitable for all degrees of pressure load existing for all points in the range. external load. The variable flow compressor allows a reduction in the quantity of air delivered per cycle so that for the minimum engine speed, the total quantity of air used and the charge pressure are reduced.
This results in a drop in compressor work and because of this the engine requires less fuel to keep the unit running, thus improving economy at low load and in idling. This cannot be done without a variable compression arrangement in the engine since the charge pressure becomes too low for compression ignition to take place. The full advantage of the variable compression ratio device cannot be obtained if a constant flow compressor is used since the weight of the air delivered per cycle when running at no load is then equal to what it is at full external load.
The engine power must be sufficient to maintain this flow and thus an appreciable amount of fuel is used to generate energy to the exhaust, which is wasted. Varying the compression ratio under these conditions alters the efficiency with which wasted exhaust energy is produced, but cannot stop this loss itself.
It is only by reducing the amount of air delivered per cycle that the energy lost to the exhaust can be reduced appreciably and that full use can be made of the variable compression device.
When the degree of pressure loading of four-stroke cycle engines is increased, it results in conditions such that the energy in the exhaust gas is considerably in excess of that which would be required to supply the pressure load. , and for the cycle to remain economical it is necessary to apply the compounding with a turbine, or another type of expansion machine. This state of affairs occurs at a higher external load than with the two-stroke cycle engine, but the operating conditions and advantages described above for the two-stroke cycle engine also apply to a four-stroke cycle enginea
Any suitable means can be used to vary the compression ratio automatically as described above,
but to indicate clearly how the invention may be carried out the following description includes details of a piston for an internal compression engine by means of which a variable compression ratio can be obtained, to be employed in order to achieve embodies the present invention. Further, any variable rate air or air fuel mixture machine may be employed, but the following description also includes details of an improved adjustable rate machine that may be employed. It will therefore appear that the invention is not reduced to the specific embodiments described herein.
In a method for carrying out the present invention, a piston is provided by means of which the compression ratio of an engine is automatically changed mainly according to the maximum pressure of the gas acting on the piston so as to obtain thus., For all conditions engine speed, the maximum allowable compression ratio. For this purpose a self-adjusting piston is used instead of the normal piston. The piston comprises at least two parts, one of which is connected to the small end of the connecting rod by any of the known means while the other which forms part of the limits of the compression chamber, is movable relative to the first part , so as to change the volume of the dead space.
The necessary movement is controlled by the passage of oil which can be taken over the normal lubricating system of the engine, into or out of the chamber or chambers formed between the two parts of the piston. These oil movements can be controlled by non-return inlet valves and by
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Exhaust valves subjected to the action of springs and / or relief orifices arranged and adjusted to give the desired changes of position of the adjustable part of the piston, according to the external load of the engine.
The arrangement according to the invention can be applied to a piston without some considerable increase in its weight since the thickness of the crown can be reduced due to the shape of the construction used.
In the form of construction described below, it is assumed that the piston works in a vertical cylinder with the combustion chamber at the top, but of course it can be used in a cylinder occupying any other position.
In one form of construction according to the invention, there is provided in each cylinder of an internal combustion engine of the four-stroke cycle type a piston as shown in Figure 7 and formed of two main parts, one being arranged inside the other The upper end, or crown 6 of the outer cap-shaped part 5 forms the head of the piston proper and has a surface with contours normal to the combustion chamber and is provided with segments piston in normal positions,
while the interior part 1 can slide inside the other part and coaxially with the latter. The inner part 1 is attached in the normal way by means of a pin 2 to the small end 3 of the connecting rod 4.
-The axial movement of the outer part relative to the inner part produces changes in the space of the cylinder above the crown 60 A chamber 7 is formed between the upper surface of the inner part 1 and the lower surface of the ring. crown 6 while a lower annular chamber 8 is formed by a roll-up in the bottom of the wall of the inner part in the form of a cap, said lower chamber 8 being limited to its inner and upper surfaces by the two surfaces of the cusp of the crown. interior room,
while the outer surface thereof is formed by the inner surface of the liner of the outer part while the lower surface is formed by a ring 16 projecting inside around the bottom of the liner. This ring may advantageously be threaded and screwed to the bottom of said sleeve to allow the latter to be inserted after the interior part has been put in place. The control of movement between the inner part and the outer part is produced by the flow of oil in and out of the upper chamber 7 and the lower annular chamber 8.
An oil passage 9 is provided in the connecting rod 4, connecting the inlet of pressurized lubricating oil to the bearing of the small end and from there by means of a hole through the spindle, to a hole in the upper face of the small end of the connecting rod. The oil passes to a one-way valve 11 from where it passes through the reduced orifice in the plate 11a to the upper chamber 7. The oil also passes through another one-way valve. 12 and a passage to the lower chamber 8.
The discharge of the oil from the upper chamber takes place through a discharge valve comprising rolled circular plates 13 of spring steel which may be of decreasing diameters, placed coaxially with the inner part 1 and forming part of the upper surface of the chamber. this one.
The highest placed circular plate bears by the periphery of its periphery against a seat ring 14 and the oil passing through this valve flows through the holes 15 towards the engine oil well. The oil discharge from the lower chamber occurs downwards through the clearance between the inner part of the piston and the ring 16 forming the lower limit of the lower oil chamber and upwards through the clearance between the inner and outer parts. piston.
Alternatively, the discharge of oil through these routes is limited by making the clearances small and / or by using packing rings and most of the discharge occurs through an orifice which either discharges downward directly. in the well either upwards and through a discharge hole (or discharge holes) in the inner part of the piston, towards the well.
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The operation is as follows During the last part of each exhaust stroke, and the first part of the suction stroke, the force due to the inertia of the outer part of the piston and the inertia of the oil in the upper chamber and to some extent the inertia of the oil column in the connecting rod acts on the oil in the lower chamber, causing a certain quantity to flow out through discharge passage and thereby moving the outer portion a very small distance (on the order of a few thousandths of an inch) upward from the lower portion. At the same time, the upper oil chamber increases in volume ,, and oil flows into it through the one-way valve 11.
If the external load of the engine has just been reduced, so that the maximum pressure is lower than that necessary to actuate the relief valve, i.e. the condition in which an increase in the ratio compression is required, this process is repeated for each cycle of the engine without anything further occurring until the compression ratio is reached to give the maximum predetermined pressure which actuates the relief valve.
This next small upward movement raises the compression ratio slightly above the required value and as a result the maximum pressure in the cylinder slightly exceeds the value required to overcome the resistance of the relief valve 14 which then s' opens and discharges a small amount of oil, thus bringing the outer part of the piston down, a small distance from the inner part. If the external load of the motor now remains stable at the low value, the external part of the piston continues to move up and down, very slightly, relative to the lower part, in each cycle, its middle position. relative being that which gives the maximum value of pressure to the cylinder, determined by the opening pressure of the relief valve.
If the engine inlet throttle valve is now open, the pressure in the cylinder will tend to rise well above the value needed to open the relief valve 13, but as this valve opens and gives a considerable discharge area, oil from the upper chamber 7 is rapidly discharged so that the outer part of the piston moves rapidly downward relative to the inner part, and the volume of dead space is increased , also maintaining the maximum pressure at the cylinder in the vicinity of the predetermined value.
The piston thus regulates itself at a limited rate according to a reduction in the external load of the engine, this rate being determined by the area supplied to the leaks from the lower chamber. There is no need for a rapid increase in the compression ratio and furthermore a large relative upward movement of the outer part of the piston in each cycle would be undesirable since at constant load this would result in an equally large upward movement. low for each cycle, and as a result an appreciable waste of power to pump 1-oil. On the contrary, it is desirable that the piston respond as quickly as possible to a sudden increase in the feed speed of the engine,
in order to avoid excessive cylinder pressure and the resulting detonation or severe fatigue. The speed of adjustment is determined by the relief valve 13, the predescribed arrangement giving a very fast response by virtue of the large area uncovered at the periphery by a small movement, and the lack of differential effect which causes some valves close at a pressure substantially lower than their opening pressure.
For more details on the means of varying the compression ratio, reference is made to Belgian patent application No. 40707070
The variable rate machine which was discussed above and described by way of example only is provided with an eight-shaped casing. The rotors have the form of hollow cylinders of the same diameter and the same
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length, which are mounted inside the housing on parallel axes so that the outer surfaces of the two cylinders touch or almost touch each other; the axes of the rotors coincide with the axis of each of the eight-shaped circular bores; but the diameters of the rotors are less than the diameter of said bores, the height of the blades.
The rotors are connected to a suitable transmission system which makes them rotate at equal surface speeds, in opposite directions, in the housing. On each rotor is provided a pair of blades which rotate with the working clearance in the housing bore. The hollow cylinders forming the rotors have slits cut in them, on the leading side of the output rotor blades and the posterior side of the intake rotor blades, each slightly longer in length than the blades so that they can go through each round. The slots are cut up to the central bores of the cylinders and are used as openings for air intake and flow. Ducts in one or both end plates of the outer casing are arranged to bond with the internal bores of said rotors.
A stationary tubular valve is provided so that the area covered by this valve determines the degree of compression obtained before the opening of the discharge lumen.
Figure 8 shows a machine having two rotors, each with two blades. The crankcase 19 is in the shape of an eight, similar to that of the Rooto fans.The rotors a, b, have the shape of two hollow cylinders rotating in the crankcase and driven to rotate at the same speed but in opposite direction by a pair of outer gears not shown. On each cylinder there is a pair of blades 20,20 and 21,21 which just go through the bore of the crankcase. The cylinders have slots 22, 22 and 23, 23 cut in them from the leading side of the blade of the discharge rotor b and the next side of the inlet rotor a, each slightly greater in length than the blades so that the latter can pass at each turn.
The slots 22, 22 and 23,23 are made right through to the interior of the bores 24, 25 of the cylinders and are used as openings for the admission and exhaust of air. Ducts in one or in both end plates of the outer casing are provided to communicate with the inner bores of the rotors. The bore of each rotor is circular and concentric with its rotor, and a fixed tubular valve 26 is provided, part of which is grid-shaped. .
Rotation of the adjustable valve segment 27 in the intake rotor, !!, in an anti-clockwise direction, reduces the length of the intake period and thus controls the amount of fluid passed. by the machine. Counterclockwise rotation of the adjustable valve segment 28 inside the flow rotor b increases the degree of internal compression produced before flow begins. The flow pressure is determined by the relative capacities of the compressor and the machine being fed and for efficient operation an internal compression should be approximately equal to the flow pressure.
To achieve this, the rotating segment of the flow valve can be coupled to a pressure sensitive device 31 actuated by the difference between the flow pressure and the compression pressure.
By connecting the intake rotor valve 27 to the engine power control system as shown by arrow 32, the amount of air delivered per cycle is varied at the same time as the power control setting is changed. .
Oy. For further details on the pump, reference is made to UK Patent No. 665,484.
Figures 9 and 10 show an internal combustion engine with a variable compression ratio piston and a variable displacement compressor. Figure 9 shows schematically a cross section of the machine through a cylinder having a piston made of two main parts 1 and 5, the end 6 of the outer cap-shaped part forming the crown of the piston while the chamber 7 is formed between the ends of the two parts. The piston is fixed by a pin 2 to the small goal
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of the connecting rod 40 The arrangement of the various parts is as described with reference to FIG. 7.
The variable displacement compressor 33 has two rotors a and b provided with tubular valves 26, while the intake port is provided with a partly cylindrical part 27 which is connected by a link to the accelerator pedal 31. by means of which the quantity of air or mixture of air and fuel supplied by the compressor is controlled.
Figure 10 is a side elevation showing how the variable displacement compressor is controlled by the accelerator pedal 31 of the engine, while a butterfly valve may be provided if necessary with respect to the carburetor 32 for walking at low speed.
The earlier Belgian patent application No. 407,707 describes and claims an internal combustion engine in which the volume of the dead space of the cylinder can be varied by varying the distance between at least part of the crown of the piston and the relation between the piston and the means provided for transforming the reciprocating motion of the piston into rotational motion, comprising a machine for delivering air or an air-fuel mixture which can be adjusted to vary the amount of air or mixture supplied to the engine.
Or more specifically., The engine is provided with a piston as described and claimed in this application together with a variable rate machine as described and claimed in British Patent No. 665,484, and hence the claims of the present application are limited as excluding any of the constructions claimed in said first application which are both provided with said specific means for varying the compression ratio and said specific machine for air flow or air mixing and of fuel that can be adjusted to vary the quantity of air or mixture supplied to the engine.
1. Internal combustion engine characterized in that it is provided both with means for varying the compression ratio and with a machine for delivering air or a mixture of air and fuel which can be adjust to vary the amount of air or mixture supplied to the engine.