Moteur à combustion interne La présente invention a pour objet un moteur à com bustion interne à piston, du cycle à quatre temps, carac térisé en ce que l'extrémité du cylindre opposée à la culasse est fermée par un fond percé d'une ouverture de passage de la tige du piston et muni d'organes de distri bution commandant l'entrée et la sortie de l'air dans la chambre formée entre le piston et le fond, en sorte que cette chambre et le piston forment un compresseur volu métrique, la tige du piston étant articulée à une extrémité de chacun des deux bras divergents disposés symétrique ment et dont l'autre extrémité est articulée sur un méca nisme la guidant pratiquement dans un plan perpendi culaire à l'axe du cylindre,
une bielle reliant le point d'articulation desdits bras sur le mécanisme de guidage respectif au maneton correspondant du vilebrequin.
Le dessin annexé représente, schématiquement et à titre d'exemple, une forme d'exécution du moteur selon l'invention.
Les fi-. la et lb représentent, en plan et en coupe partielle, une vue générale du moteur.
La fig. 2 est une vue, en coupe transversale de ce moteur selon II-II de la fig. la.
La fig. 3 est une vue en coupe transversale du moteur selon III-III de la fig. la.
La fig. 4 est une silhouette du moteur vue en haut, sur laquelle est représentée une bielle d'entraînement des arbres à cames et des pompes d'injection du carburant.
La fig. 5 est une vue à échelle agrandie de l'embiel lage de ce moteur, alors que la fig. 6 montre ledit embiellage, en coupe partielle, selon VI-VI de la fig. 5.
La fig. 7 est une vue en coupe d'un injecteur, et la fig. 8 est une vue en coupe d'une soupape.
Le moteur à combustion interne représenté comprend six cylindres 1 en position opposée deux à deux et à plat dans chacun desquels coulisse un piston 2 muni d'une tige 3 pour la transmission du mouvement alternatif du piston 2 à un vilebrequin 4. Le haut de chaque cylindre est fermé par une culasse 5 dans laquelle sont ménagés les sièges 6 pour les soupapes d'admission 7 et d'échap pement 8. En outre, deux injecteurs 9 sont disposés dans chaque culasse. Le mécanisme de distribution comman dant l'entrée et la sortie des gaz dans les cylindres 1 com prend un arbre à cames 10 par rangée de cylindre 1. Cet arbre à cames est supporté par des paliers 11 portés par les culasses 5.
Les cames 12 d'actionnement des sou papes 7 et 8 sont doubles, c'est-à-dire qu'elles provo quent deux mouvements d'ouverture et de fermeture de la soupape correspondante 7, respectivement 8 pour un tour de l'arbre à cames 10. Chaque arbre à cames 10 tourne à une vitesse égale à un quart de la vitesse de rotation du vilebrequin 4 à partir duquel il est entraîné. Deux excentriques d'excentricité opposée 13 et 14 sont aménagés sur une pièce rotative 15 tournant sur des paliers à billes 16 et 17, le palier 16 prenant appui sur un prolongement du vilebrequin 4, alors que le palier 17 est engagé dans un prolongement 18 du bâti fixe du moteur.
Une roue dentée 19 est clavetée sur le prolonge ment 20 du vilebrequin. Avec cette roue engrène un pignon satellite 21 porté par un axe 22 guidé à ses extrémités dans des paliers à billes 23 et 24 portés par la pièce 15 solidaire des excentriques 13 et 14. Sur cet axe 22 est clavetée, en outre, une roue dentée 25 engre nant sur une couronne fixe 26. Lors du mouvement de rotation du vilebrequin 4, la roue 19 provoque une translation du pignon satellite 21 autour du prolonge ment 20 du vilebrequin 4, ceci grâce à la roue dentée 25 se déplaçant sur la couronne fixe 26. Le satellite 21 entraîne avec lui la pièce 15 portant les excentriques 13 et 14.
Le rapport des différentes roues dentées 19, 21, 25 et 26 est choisi de sorte que la pièce 15 effectue une révolution, alors que le vilebrequin 4 en effectue quatre. Sur chaque excentrique 13 et 14 est fixé un palier à bil les 27, respectivement 28, sur lesquels vient prendre appui la partie médiane correspondante d'une bielle 29, respectivement 30 (voir fig. la et 4). Les extrémités des- dites bielles 29 et 30 prennent également appui par l'intermédiaire de paliers à billes 31, respectivement 32, sur des excentriques 33, respectivement 34 disposés en bout de chaque arbre à cames 10.
Ainsi, la transmission du mouvement de la pièce 15 à l'arbre à cames 10 cor respondant se fait par l'intermédiaire des excentriques 13 et 14, d'une part, des bielles intermédiaires 29 et 30 et des excentriques 33, 34, d'autre part.
Ces bielles 29, respectivement 30 sont utilisées en outre pour l'entraînement à partir du vilebrequin 4 des pompes d'injection 114 disposées dans la partie supé rieure du moteur. L'arbre 119 de chaque pompe 114 porte un excentrique 120 entouré d'un palier à billes 121 sur lequel s'appuie une partie de la bielle 29, respective ment 30. Chaque bielle 29, respectivement 30 étant main tenue en quatre points 33, 33, 120, 120 disposés selon des rayons différents à partir du vilebrequin 4, le guidage de celle-ci parallèlement à elle-même, au cours du mou vement de rotation de l'excentrique correspondant 13, est assuré.
Les tiges de piston 3 ne subissent qu'un mouvement alternatif longitudinal selon l'axe du cylindre respectif 1. Comme le montrent les fig. 3 et 4, chaque tige de piston 3 est articulée en 35 à une extrémité de chacun de deux bras 36 divergents, disposés symétriquement et dont l'autre extrémité 37 est articulée en 38 sur un mécanisme la guidant pratiquement dans un plan perpendiculaire à l'axe du cylindre 1. La tige opposée 3 est articulée égale ment en 35a à deux bras 36a qui sont réunis par leur autre extrémité aux points 38.
Une bielle 39 relie chaque point d'articulation 38 des dits bras 36, 36a au maneton correspondant 40 du vile brequin 4. L'articulation de la bielle 39 sur le maneton 40 est réalisée par un palier à billes 41.
Le mécanisme guidant les points d'articulation 38 est constitué par un mécanisme de Watt qui est formée de deux bras 42 et 43, le bras 42 étant articulé à un point fixe 44 et le bras 43 à un point fixe 45, les extrémités libres de ces bras 42 et 43 étant articulées aux deux extrémités 46 et 47 d'un levier 48. Ce levier 48 porte dans sa partie médiane l'axe d'articulation 38 des extré mités 37 et 37a des deux bras 36 et 36a, axe 38 sur lequel s'articule également la bielle 39. Une telle disposition d'embiellage permet d'éviter tout effort transversal sur les tiges de piston 3.
En outre, cet embiellage permet d'obtenir une répartition des pressions sur les paliers et, notamment, sur les manetons 40 du vilebrequin 4 qui est plus régulière en fonction de la course des pistons cor respondants.
La partie de chaque cylindre 1 opposée à la culasse constitue la chambre de compression 50 d'un compres seur volumétrique dont le piston est constitué par le pis ton 2. L'extrémité du cylindre 1 du côté du compresseur est fermée par un fond 51 percé d'une ouverture cen trale 52 de passage de la tige 3 de piston. Dans cette ouverture 52 sont bien entendu montés des organes d'étanchéité habituels 53. Dans ce fond 51, sont placées des soupapes automatiques 54 et 55. La soupape 54 constitue une soupape d'admission de l'air dans la cham bre de compression 50. Cette soupape 54 est normale ment maintenue en position fermée par un ressort 56 la rappelant contre son siège 57.
La soupape 55 est une soupape de refoulement du compresseur s'ouvrant dès que la compression de l'air dans la chambre 50 dépasse l'effort de fermeture de cette soupape 55 provoqué par le ressort 58. Ces soupapes 54 et 55 sont constituées chacune par un plateau articulé à un levier 59, respecti vement 60 soumis à l'action du ressort 56, respectivement 58. Le levier 59 est articulé en 61 sur le bâti du moteur, alors que le levier 60 est articulé en 62 sur ce même bâti. L'alimentation de chaque soupape d'admission 7 du moteur en air comprimé provenant de l'espace 50 de chaque cylindre 1 se fait grâce à une conduite 63 dispo sée entre les cylindres 1 et amenant l'air comprimé dans la tubulure d'admission 64 aboutissant à chaque soupape 7.
L'ensemble des chambres de compression 50 est ali menté à partir d'un compresseur rotatif 65 disposé à une extrémité du vilebrequin 4. autour du prolongement 20 de ce vilebrequin 4 (voir fig. la). La roue de ce com presseur 65 est guidée par des paliers à billes 66 pre nant appui sur le prolongement 20 du vilebrequin 4. Une couronne dentée 67 est solidaire du moyeu de la roue à ailettes du compresseur 65. Avec cette couronne den tée 67 engrène une roue 68 clavetée sur l'axe 22 du pignon satellite 21 dont on a parlé plus haut à propos du mécanisme à excentriques d'entraînement des arbres à cames 10.
Cette roue dentée 68 est donc entraînée en mouvement angulaire en même temps que la roue satel lite 61 et les dimensions du pignon 19 de la roue satel lite 21, de la roue 68 et de la couronne 67 sont telles qu'elles provoquent une forte multiplication de mouve ment de la roue de compresseur 65 par rapport aux mouvements de rotation du vilebrequin 4. L'orifice d'entrée 69 du compresseur 65 est garni d'un aubage directeur fixe 70 porté par un carter 71 rapporté par des goujons 72 et écrous 73 contre le bâti 74 du moteur.
L'air refoulé par ce compresseur rotatif 65 est divisé en trois flux après l'orifice de sortie 75. Le premier des flux représenté par la flèche 76 est guidé dans une tubu lure 77 alimentant les soupapes d'admission 54 des com presseurs volumétriques à chambre de compression 50. Un filtre 122 est disposé à l'entrée de cette tubulure 77 pour retenir les impuretés éventuelles et l'eau (voir fig. 3 et 4). Le second des flux représenté par la flèche 78 est utilisé pour le refroidissement des cylindres 1 qui sont munis d'ailettes de refroidissement 79. Ce second flux 78 est guidé dans des canaux ménagés dans le bâti 74 pour pouvoir lécher l'ensemble des ailettes 79 de refroidissement des cylindres 1.
Le troisième flux 80 est guidé dans des conduites 81 entourant avec ieu les tubu lures d'échappement 82. Ces tubulures d'échappement 82 sont aménagées pour constituer des échangeurs de chaleur. En effet, ces tubulures 82 présentent un plissage 83 favorisant un échange thermique entre les gaz d'échappement qui sont à haute température et le flux d'air 80. Cet échange thermique entre les gaz d'échap pement et le flux d'air 80 permet de maintenir dans des conditions de température acceptable les matériaux for mant les tubulures d'échappement 82.
Ce moteur comprend, en outre, une turbine à gaz 84 actionnée au moins en partie par les gaz d'échappement dirigés par les tubulures 82. Comme le montre la fi-, lb, les tubulures d'échappement 82 aboutissent dans un dis tributeur fixe 85 situé à l'entrée du premier étage 86 de la turbine à gaz 84. Cette turbine à gaz 84 comprend en plus du premier étage 86 dont les ailettes sont en dispo- sition radiale, deux étages en position axiale dont les aubages mobiles sont repérés par les signes de référence 87 et 88. Un distributeur à aubage fixe 89 est disposé entre les aubages 87 et 88.
Cet aubage fixe 89 est porté par le carter 90 de la turbine à gaz 84. Ce carter 90 porte une volute 91 récoltant les gaz à la sortie de la turbine 84.
Les deux flux d'air 78 et 80 qui s'échauffent le pre mier au passage contre les ailettes 79 et le second au passage contre les tubulures d'échappement 82 sont éga lement dirigés sur la turbine à gaz 84 par des conduites 92. Un distributeur-répartiteur 93 situé entre le premier étage 86 de la turbine à gaz et son second étage 87 per met d'introduire les flux d'air chauffés 78 et 80 dans le second étage 87 de la turbine. Ces deux flux 78 et 80 participent donc à l'entraînement de la turbine à gaz 84.
La force motrice produite par cette turbine à gaz 84 est transmise au prolongement 94 du vilebrequin 4 par l'intermédiaire d'engrenages démultiplicateurs 95, 96, 97 et 98 et d'un dispositif d'accouplement à roue libre 99. Comme le montre la fi-. lb, la roue 100 de la turbine à gaz 84 porte sur le prolongement 94 du vilebrequin 4 par des paliers à billes 101. Cette roue 100 est solidaire d'une roue dentée 95 engrenant avec deux roues satelli tes 96. Ces roues satellites 96 portent par des paliers à billes 103 sur des axes fixes 102. Chaque roue 96 est solidaire d'un pignon 97 engrenant avec une roue dentée centrale 98. Cette roue dentée centrale 98 est guidée sur le prolongement 94 par un palier à billes 104.
Sur ce pro longement 94 est clavetée une bague 105 faisant pzrtie d'un dispositif d'accouplement à roue libre. Cette bague 105 présente à sa périphérie une série de rampes et la partie centrale de la roue 98 présente elle-même une gorge 106. Entre cette gorge 106 et les rampes ména gées sur la bague 105 sont disposés des organes de coin cement 107 en forme de bille ou de galet. Ce dispositif d'accouplement à roue libre 99 est destiné à permettre un entraînement de la roue 100 de la turbine à gaz 84 à des régimes inférieurs à son régime de fonctionnement normal. notamment au moment de la mise en marche du moteur.
Dès que la roue 100 de la turbine 84 approche de son régime de fonctionnement normal, le dispositif d'accouplement 99 entre en action et rend la roue 98 solidaire du prolongement 94. A partir de ce moment, la puissance fournie par la turbine à gaz 84 est transmise intégralement au vilebrequin 4 par le prolongement 94.
L'un des pignons 97 est également solidaire d'une roue 108 avec laquelle est destiné à coopérer un démar reur représenté schématiquement à la fig. lb par son pignon d'attaque 109.
Le second pignon 97 est, lui, solidaire d'une poulie 110 destinée à l'entraînement d'une dynamo dont seule la poulie d'attaque 111 est représentée. Une courroie trapézoïdale 112 transmet la force motrice entre la pou lie 110 et la poulie<B>111.</B>
Etant donné les hauts régimes de fonctionnement que peut atteindre le moteur décrit, celui-ci est muni d'un double circuit d'injection en carburant. Comme il a déjà été signalé plus haut, chaque cylindre 1 est susceptible d'être alimenté par deux injecteurs 9. Ces injecteurs 9 sont reliés par des conduites 113 à deux pompes d'injec tion 114 (voir fig. 2).
Dans la partie inférieure du carter<B>123</B> de ce moteur est disposée une pompe de graissage 115 destinée à four nir le lubrifiant nécessaire à l'ensemble des paliers 116 et manetons 40 du vilebrequin 4, à l'ensemble des paliers 11 des arbres à cames 10, aux engrenages d'entraînement du compresseur rotatif 65 et du mécanisme à excentri ques d'entraînement des arbres à cames, aux engrenages de transmission entre la roue de turbine 100 et le vile brequin 4, ainsi qu'aux pignons annexes utilisés notam ment pour le démarreur 109, ainsi que pour l'entraîne ment de la pompe de graissage 115 elle-même.
Des tubu lures 117 partant des paliers<B>116</B> et susceptibles de cou lisser dans les tiges de pistons 3 qui sont creuses per mettent le graissage des têtes de pistons.
Les culasses 5 sont refroidies grâce à des canalisa tions 118 ménagées dans celles-ci et permettent le pas sage de l'air de refroidissement.
Le refroidissement des pistons 2 se fait par la circu lation d'huile de graissage parvenant à ceux-ci à travers la tige creuse 3 desdits pistons.
Les soupapes d'admission 7. ainsi que les soupapes d'échappement 8 sont, de préférence. des soupapes à tige creuse susceptibles d'être également refroidies par circulation d'huile.
Comme le montre la fig. 8. chaque soupape d'admis sion 7, respectivement d'échappement 8. présente une tige tubulaire 124 dans laquelle est placé un corps cen tral 125 lui-même tubulaire. de manière à délimiter des canaux 126, 127 de circulation d'huile de refroidissement. Cette huile arrive et repart de la soupape par des gor ges 128 et 129 aménagées dans la culasse. par des perça ges 130 à travers le guide de soupape 131, et par des per çages 132 à travers la tige de soupape.
Une rondelle 133 dont le trou 134 est obturé par une bille 135. est placée contre le corps 125. Une rondelle échancrée 136 s'appuie sur la bille 135 et sert d'assise à un ressort 137 repoussant par son autre extrémité un piston<B>138</B> portant le poussoir 139 de contact avec le culbuteur correspondant 140.
La rondelle 133 obturée par la bille 135 constitue, avec le piston 138, un dispositif de rattrapage de jeu. La rondelle 133 n'est pas ajustée trop serré dans l'alésage de la tige de soupape 124 pour permettre à l'huile de suin ter légèrement quand la tige se dilate. La pression d'huile sous le piston 138 maintient le contact entre le poussoir 139 et le culbuteur 140. quand ce dernier s'abaisse pour lever la soupape 8, l'huile retenue par la bille<B>135</B> com munique à la tige 124 le mouvement imprimé au pous soir 139. Quand la tige se met en mouvement. les orifi ces 130 du guide 131 et ceux 132 de la soupape 8 ne cor respondent plus. ce qui interrompt le circuit de refroi dissement, sans pour cela perturber la lubrification.
Le fonctionnement du moteur décrit ci-dessus se fait selon le cycle à quatre temps et à injection directe du carburant dans les chambres de combustion 49. Toute fois, par rapport aux moteurs à combustion interne de construction habituelle, le moteur décrit ci-dessus per met d'obtenir un rendement énergétique beaucoup plus élevé. étant donné qu'il peut travailler avec un taux de compression beaucoup plus haut. En effet, du fait de la présence des compresseurs volumétriques à chambre de compression 50 qui effectuent deux mouvements de com pression pour un seul temps moteur du piston correspon dant 2, le taux de compression d'un tel moteur peut atteindre 30/l.
Il y a lieu de remarquer que le com presseur rotatif 65 permet d'éliminer pratiquement les pertes dues au laminage de l'air à travers les soupapes d'admission 54 et de refoulement 55 des compresseurs volumétriques. En outre, au lieu de dissiper les calories en provenance aussi bien des ailettes de refroidissement 79 des cylindres 1 que des tubulures d'échappement 82 dans l'atmosphère, le moteur décrit ci-dessus permet de récupérer ces calories pour l'entraînement de la turbine à gaz 84, ce qui procure également un accroissement notable du rendement total du moteur, ceci d'autant plus que la turbine à gaz 84 permet d'exploiter la détente aussi bien des gaz d'échappement que de l'air de refroi dissement jusqu'à son extrême limite.
D'autre part, cette conception de moteur permet une réalisation très compacte, ce qui est rendu possible notamment par la disposition spéciale de l'embiellage qui permet de rapprocher les deux rangées de cylindres opposés par rapport aux constructions classiques de moteurs à cylindres opposés et attaque directe du vile brequin par une seule bielle.
Comme cela a déjà été dit plus haut, la disposition d'embiellage utilisée dans ce moteur permet une meilleure répartition des pressions dans les paliers et articulations. De plus, la disposition symétrique de l'embiellage dans un moteur à cylindres opposés de ce genre élimine les dangers de vibrations et permet une augmentation sensible du régime de rotation maximum. Il s'ensuit donc une augmentation notable de la puissance effective que peut fournir un tel moteur.
Chaque chambre 50 pourrait ainsi être munie de deux soupapes d'admission 54 et d'une soupape de refoule ment 55, ce qui permet de réduire les pertes par lami nage de l'air à l'entrée dans le compresseur. Du fait que l'air alimentant les compresseurs volumétriques est pulsé par un compresseur rotatif dont la pression de refoule ment augmente avec la vitesse de rotation, les pertes par laminage d'air à travers les soupapes 54, pertes qui vont en croissant avec l'augmentation du régime de rotation, sont donc compensées intégralement, grâce au compres seur rotatif 65.
La conception des compresseurs volumétriques à chambre 50 dont l'organe de compression est constitué par le piston 2 même du moteur permet également de réduire l'encombrement du groupe moteur complet et, ainsi, de réduire le poids spécifique de l'ensemble, ceci sans grever davantage le rendement organique du moteur.
Un avantage résultant de l'utilisation de l'embiellage décrit ci-dessus pour la transmission de la force motrice des pistons 2 au vilebrequin 4 réside également dans le fait qu'il permet d'éliminer toute résultante normale à l'axe des cylindres 1 des forces agissant sur les pistons 2. On évite de ce fait toute ovalisation des cylindres 1.
Les bras 36 et 36a de cet embiellage constituent en quelque sorte un losange déformable dont les deux som mets, aux extrémités de la diagonale horizontale, sont constitués par les articulations 35, respectivement 35a mues par les tiges 3 de piston et les sommets aux extré mités de la diagonale verticale par les articulations 38 transmettant la force des pistons 2 au vilebrequin 4 par l'intermédiaire des bielles 39.
Le rapport des chemins parcourus par ces articula tions 35, 35a et 38 et qui sont respectivement : la, course du piston 2 et le diamètre du vilebrequin 4, est égal à l'inverse du rapport des longueurs moyennes des diago nales dudit losange sur lequel elles se déplacent. Ceci permet, tout en conservant son diamètre au vilebrequin, d'allonger le cylindre 1 pour en réduire la section. Ceci permet de donner à la chambre de combustion une forme plus homogène ou moins aplatie.
Le rapport des longueurs des diagonales dudit losange formé par les bras 36 et 36a exerce aussi une influence sur les forces qui sont transmises par ledit losange, for ces variant au fur et à mesure que le piston 2 descend dans le cylindre 1. Cette disposition en losange des bras 36 et 36a permet de régulariser, en la transmettant, la poussée du piston 2 qui diminue elle-même avec la pres sion le long de la course descendante du piston du point mort haut au point mort bas. Le couple moteur ainsi obtenu est plus régulier, ce qui permet de diminuer la masse du volant et même, éventuellement, de renoncer complètement à celui-ci.
Un ressort 141 de rappel de la soupape 8 sur son siège 6 est monté de manière classique entre une assiette 142 fixée à la tige 124 et une collerette 143 du guide de soupape 13l.
Comme le montre la fi-. 7, les injecteurs 9 sont de construction particulière, étant donné les conditions nouvelles régissant leur fonctionnement et les considéra tions relatives à leurs dimensions extérieures et le sys tème particulier de leur fixation au travers de deux culasses qui doivent leur ménager un dispositif de refroi dissement efficace.
Alors que dans le type usuel des injecteurs, le poin teau ferme le passage du combustible en agissant dans la même direction que le sens d'écoulement du liquide, dans le type proposé, un renflement 144 aménagé à l'extrémité de l'aiguille 145, interrompt la sortie du com bustible en agissant dans le sens opposé, c'est-à-dire con tre la direction de passage du liquide.
Cette conception est déterminée par deux raisons dont la première est le fait qu'elle permet de supprimer le collecteur de fuites et la conduite qui, dans les modè les habituels est destinée à assurer leur retour à la gâche. Cette simplification est surtout appréciable en considé ration de la complexité du réseau de canalisations dû à la présence de deux pompes 114 pour le moteur et de deux injecteurs 9 par cylindre 1.
La deuxième raison est dictée par les conditions de l'énorme pression qui règne dans la chambre de combus tion.
Avec un type d'obturateur normal, la pression de la chambre agit sous le pointeau et contre la force du res sort d'aiguille qui devrait être taré, d'autant plus que la pression de la chambre est grande et que son influence diminue d'autant la force d'obturation. Dans le modèle proposé, la pression de la chambre agissant sur l'aiguille 145 dans le sens d'obturation, elle renforce l'action du ressort 146 d'aiguille au fur et à mesure qu'elle augmente et exige simultanément lors de la levée de l'obturateur 144, au moment de l'injection, une pression supplémen taire du liquide à injecter qui favorise une bonne pul vérisation du combustible.
Ce système de commande du dispositif d'obturation de l'injecteur 9, qui ne nécessite plus de chambre exempte de l'influence de la pression d'injection pour permettre son fonctionnement a, en outre, un heureux effet sur les dimensions d'exécution de l'injecteur 9 qui, le dessin le montre, sont ramenées à la moitié environ de celles d'un injecteur conventionnel.
La fixation de l'injecteur est assurée par l'intermé diaire d'une douille 147 dont le rebord 148 est pris entre les deux culasses. La pression d'assemblage des culasses serre la surface inférieure de la couronne 148 constituant la base de la douille 147, sur deux joints circulaires con centriques 149 entre lesquels une circulation d'huile crée les conditions de refroidissement nécessaires à l'injec teur 9.
De nombreuses variantes d'exécution du moteur décrit ci-dessus pourraient être imaginées. Ainsi, les mécanismes de Watt que constituent les bras 42 et 43 et les leviers 48 pourraient être remplacés par un méca nisme comprenant des glissières guidant les articulations 38 dans un plan perpendiculaire aux tiges de piston 3. Toutefois, les mécanismes de Watt sont préférés, étant donné que le rendement mécanique de ceux-ci, basé uniquement sur des points de pivotement, est supérieur au rendement mécanique de glissières.
Pour un moteur destiné à la traction d'un véhicule. moteur dont le débit d'air de refroidissement est fonction pour une bonne part de la charge imposée au moteur, on aura intérêt à faire dépendre l'entraînement du com presseur rotatif 65 du débit des gaz d'échappement du moteur, gaz dont le potentiel énergétique croît avec la charge du moteur.
Dans ce cas, le compresseur rotatif 65 ne serait plus entraîné directement à partir du vilebre quin 4, mais bien par exemple par le premier étage de la turbine à gaz 84. L'aubage 86 de ce premier étage serait donc solidaire directement en rotation de la roue du compresseur rotatif 65 et seuls les aubages des second et troisième étages 87 et 88 transmettraient alors leur force motrice au vilebrequin 4 par l'intermédiaire d'engrenages démultiplicateurs.
Internal combustion engine The present invention relates to an internal combustion piston engine, of the four-stroke cycle, charac terized in that the end of the cylinder opposite the cylinder head is closed by a bottom pierced with an opening of passage of the piston rod and provided with distribution members controlling the entry and exit of air in the chamber formed between the piston and the base, so that this chamber and the piston form a volumetric compressor, the piston rod being articulated at one end of each of the two divergent arms arranged symmetrically and the other end of which is articulated on a mechanism guiding it practically in a plane perpendicular to the axis of the cylinder,
a connecting rod connecting the point of articulation of said arms on the respective guide mechanism to the corresponding crankpin of the crankshaft.
The appended drawing represents, schematically and by way of example, an embodiment of the engine according to the invention.
The fi-. 1a and 1b show, in plan and in partial section, a general view of the engine.
Fig. 2 is a view, in cross section of this engine according to II-II of FIG. the.
Fig. 3 is a cross-sectional view of the motor according to III-III of FIG. the.
Fig. 4 is a silhouette of the engine seen from above, on which is shown a drive rod for the camshafts and the fuel injection pumps.
Fig. 5 is a view on an enlarged scale of the embiel lage of this engine, while FIG. 6 shows said linkage, in partial section, along VI-VI of FIG. 5.
Fig. 7 is a sectional view of an injector, and FIG. 8 is a sectional view of a valve.
The internal combustion engine shown comprises six cylinders 1 in opposite position two by two and flat in each of which slides a piston 2 provided with a rod 3 for transmitting the reciprocating motion of the piston 2 to a crankshaft 4. The top of each cylinder is closed by a cylinder head 5 in which the seats 6 are provided for the intake 7 and exhaust valves 8. In addition, two injectors 9 are arranged in each cylinder head. The distribution mechanism controlling the entry and exit of the gases in the cylinders 1 com takes a camshaft 10 per row of cylinder 1. This camshaft is supported by bearings 11 carried by the cylinder heads 5.
The cams 12 for actuating the valves 7 and 8 are double, that is to say they cause two opening and closing movements of the corresponding valve 7, respectively 8 for one revolution of the shaft. camshaft 10. Each camshaft 10 rotates at a speed equal to a quarter of the rotational speed of the crankshaft 4 from which it is driven. Two opposing eccentricity eccentric 13 and 14 are arranged on a rotating part 15 rotating on ball bearings 16 and 17, the bearing 16 resting on an extension of the crankshaft 4, while the bearing 17 is engaged in an extension 18 of the fixed motor frame.
A toothed wheel 19 is keyed on the extension 20 of the crankshaft. With this wheel engages a planet pinion 21 carried by an axis 22 guided at its ends in ball bearings 23 and 24 carried by the part 15 secured to the eccentrics 13 and 14. On this axis 22 is keyed, in addition, a toothed wheel 25 generating on a fixed ring gear 26. During the rotational movement of the crankshaft 4, the wheel 19 causes a translation of the planet gear 21 around the extension 20 of the crankshaft 4, this thanks to the toothed wheel 25 moving on the fixed ring gear 26. The satellite 21 carries with it the part 15 carrying the eccentrics 13 and 14.
The ratio of the different toothed wheels 19, 21, 25 and 26 is chosen so that the part 15 performs one revolution, while the crankshaft 4 performs four. On each eccentric 13 and 14 is fixed a bil bearing 27, respectively 28, on which bears the corresponding middle part of a connecting rod 29, respectively 30 (see fig. 1a and 4). The ends of said connecting rods 29 and 30 also bear by means of ball bearings 31, respectively 32, on eccentrics 33, respectively 34 arranged at the end of each camshaft 10.
Thus, the transmission of the movement of the part 15 to the corresponding camshaft 10 takes place via the eccentrics 13 and 14, on the one hand, the intermediate connecting rods 29 and 30 and the eccentrics 33, 34, d 'somewhere else.
These connecting rods 29, respectively 30 are also used for driving from the crankshaft 4 of the injection pumps 114 arranged in the upper part of the engine. The shaft 119 of each pump 114 carries an eccentric 120 surrounded by a ball bearing 121 on which rests a part of the connecting rod 29, respectively 30. Each connecting rod 29, respectively 30 being hand held at four points 33, 33, 120, 120 arranged at different radii from the crankshaft 4, the guiding thereof parallel to itself, during the rotational movement of the corresponding eccentric 13, is ensured.
The piston rods 3 only undergo a longitudinal reciprocating movement along the axis of the respective cylinder 1. As shown in FIGS. 3 and 4, each piston rod 3 is articulated at 35 at one end of each of two divergent arms 36, arranged symmetrically and the other end 37 of which is articulated at 38 on a mechanism guiding it substantially in a plane perpendicular to the axis of cylinder 1. The opposite rod 3 is also articulated at 35a to two arms 36a which are joined by their other end at points 38.
A connecting rod 39 connects each point of articulation 38 of said arms 36, 36a to the corresponding crankpin 40 of the crankshaft 4. The articulation of the connecting rod 39 on the crankpin 40 is produced by a ball bearing 41.
The mechanism guiding the articulation points 38 is constituted by a Watt mechanism which is formed of two arms 42 and 43, the arm 42 being articulated at a fixed point 44 and the arm 43 at a fixed point 45, the free ends of these arms 42 and 43 being articulated at the two ends 46 and 47 of a lever 48. This lever 48 carries in its median part the articulation axis 38 of the ends 37 and 37a of the two arms 36 and 36a, axis 38 on which also articulates the connecting rod 39. Such a connecting rod arrangement makes it possible to avoid any transverse force on the piston rods 3.
In addition, this linkage makes it possible to obtain a distribution of the pressures on the bearings and, in particular, on the crankpins 40 of the crankshaft 4 which is more regular as a function of the stroke of the corresponding pistons.
The part of each cylinder 1 opposite the cylinder head constitutes the compression chamber 50 of a positive displacement compressor, the piston of which is constituted by the pis ton 2. The end of the cylinder 1 on the compressor side is closed by a drilled bottom 51 a central opening 52 for passage of the piston rod 3. In this opening 52 are of course mounted the usual sealing members 53. In this bottom 51, are placed automatic valves 54 and 55. The valve 54 constitutes a valve for admitting air into the compression chamber 50. This valve 54 is normally kept in the closed position by a spring 56 returning it against its seat 57.
The valve 55 is a discharge valve of the compressor which opens as soon as the compression of the air in the chamber 50 exceeds the closing force of this valve 55 caused by the spring 58. These valves 54 and 55 are each formed by a plate articulated to a lever 59, respectively 60 subjected to the action of the spring 56, respectively 58. The lever 59 is articulated at 61 on the frame of the engine, while the lever 60 is articulated at 62 on this same frame. The supply of each intake valve 7 of the engine with compressed air coming from the space 50 of each cylinder 1 is effected by means of a pipe 63 arranged between the cylinders 1 and bringing the compressed air into the intake manifold. 64 leading to each valve 7.
All of the compression chambers 50 are supplied from a rotary compressor 65 arranged at one end of the crankshaft 4 around the extension 20 of this crankshaft 4 (see FIG. 1a). The wheel of this compressor 65 is guided by ball bearings 66 bearing on the extension 20 of the crankshaft 4. A toothed ring 67 is integral with the hub of the bladed wheel of the compressor 65. With this ring gear 67 meshes a wheel 68 keyed on the axis 22 of the satellite pinion 21 mentioned above with regard to the eccentric drive mechanism of the camshafts 10.
This toothed wheel 68 is therefore driven in angular movement at the same time as the satel lite wheel 61 and the dimensions of the pinion 19 of the satel lite wheel 21, of the wheel 68 and of the crown 67 are such that they cause a strong multiplication. of movement of the compressor wheel 65 relative to the rotational movements of the crankshaft 4. The inlet 69 of the compressor 65 is fitted with a fixed steering vane 70 carried by a housing 71 attached by studs 72 and nuts 73 against the frame 74 of the engine.
The air delivered by this rotary compressor 65 is divided into three streams after the outlet orifice 75. The first of the streams represented by the arrow 76 is guided in a pipe 77 supplying the inlet valves 54 of the positive displacement compressors. compression chamber 50. A filter 122 is placed at the inlet of this tubing 77 to retain any impurities and water (see FIGS. 3 and 4). The second of the flows represented by the arrow 78 is used for cooling the cylinders 1 which are provided with cooling fins 79. This second flow 78 is guided in channels formed in the frame 74 in order to be able to lick all of the fins 79. cooling cylinders 1.
The third flow 80 is guided in conduits 81 surrounding with ieu the exhaust pipes 82. These exhaust pipes 82 are arranged to constitute heat exchangers. In fact, these pipes 82 have a pleating 83 promoting heat exchange between the exhaust gases which are at high temperature and the air flow 80. This heat exchange between the exhaust gases and the air flow 80 keeps the materials forming the exhaust pipes 82 under acceptable temperature conditions.
This engine further comprises a gas turbine 84 actuated at least in part by the exhaust gases directed by the pipes 82. As shown in fi-, lb, the exhaust pipes 82 end in a fixed distributor. 85 located at the entrance to the first stage 86 of the gas turbine 84. This gas turbine 84 comprises, in addition to the first stage 86, the fins of which are in radial arrangement, two stages in the axial position, the movable blades of which are marked by the reference signs 87 and 88. A fixed vane distributor 89 is disposed between the vanes 87 and 88.
This fixed vane 89 is carried by the casing 90 of the gas turbine 84. This casing 90 carries a volute 91 collecting the gases at the outlet of the turbine 84.
The two air streams 78 and 80 which heat up the first when passing against the fins 79 and the second when passing against the exhaust pipes 82 are also directed onto the gas turbine 84 by pipes 92. A distributor-distributor 93 located between the first stage 86 of the gas turbine and its second stage 87 makes it possible to introduce the heated air flows 78 and 80 into the second stage 87 of the turbine. These two flows 78 and 80 therefore participate in driving the gas turbine 84.
The motive force produced by this gas turbine 84 is transmitted to the extension 94 of the crankshaft 4 through reduction gears 95, 96, 97 and 98 and a freewheel coupling device 99. As shown in FIG. fi-. lb, the wheel 100 of the gas turbine 84 bears on the extension 94 of the crankshaft 4 by ball bearings 101. This wheel 100 is integral with a toothed wheel 95 meshing with two satellite wheels 96. These planet wheels 96 carry by ball bearings 103 on fixed axes 102. Each wheel 96 is integral with a pinion 97 meshing with a central toothed wheel 98. This central toothed wheel 98 is guided on the extension 94 by a ball bearing 104.
On this pro longement 94 is keyed a ring 105 making pzrtie of a freewheel coupling device. This ring 105 has at its periphery a series of ramps and the central part of the wheel 98 itself has a groove 106. Between this groove 106 and the ramps formed on the ring 105 are arranged wedge members 107 in the form of ball or roller. This freewheel coupling device 99 is intended to allow the wheel 100 of the gas turbine 84 to be driven at speeds below its normal operating speed. especially when starting the engine.
As soon as the wheel 100 of the turbine 84 approaches its normal operating speed, the coupling device 99 comes into action and makes the wheel 98 integral with the extension 94. From this moment, the power supplied by the gas turbine 84 is transmitted entirely to the crankshaft 4 by the extension 94.
One of the pinions 97 is also integral with a wheel 108 with which a starter shown schematically in FIG. lb by its drive pinion 109.
The second pinion 97 is itself integral with a pulley 110 intended for driving a dynamo of which only the drive pulley 111 is shown. A V-belt 112 transmits the driving force between the pulley 110 and the pulley <B> 111. </B>
Given the high operating speeds that the engine described can achieve, it is provided with a dual fuel injection circuit. As has already been pointed out above, each cylinder 1 is capable of being supplied by two injectors 9. These injectors 9 are connected by pipes 113 to two injection pumps 114 (see FIG. 2).
In the lower part of the <B> 123 </B> crankcase of this engine is arranged a lubricating pump 115 intended to supply the lubricant necessary for all the bearings 116 and crankpins 40 of the crankshaft 4, to all the bearings 11 of the camshafts 10, to the drive gears of the rotary compressor 65 and of the eccentric drive mechanism of the camshafts, to the transmission gears between the turbine wheel 100 and the crankshaft 4, as well as to the ancillary gears used in particular for the starter 109, as well as for driving the lubrication pump 115 itself.
Tubes 117 starting from the bearings <B> 116 </B> and capable of smoothing out in the piston rods 3 which are hollow allow the lubrication of the piston heads.
The cylinder heads 5 are cooled by means of ducts 118 formed in them and allow the wise passage of the cooling air.
The pistons 2 are cooled by the circulation of lubricating oil reaching them through the hollow rod 3 of said pistons.
The intake valves 7. as well as the exhaust valves 8 are preferably. hollow-stem valves which can also be cooled by circulating oil.
As shown in fig. 8. each intake valve 7, respectively exhaust 8 has a tubular rod 124 in which is placed a central body 125 which is itself tubular. so as to define channels 126, 127 for circulating cooling oil. This oil arrives and leaves the valve through grooves 128 and 129 in the cylinder head. by holes 130 through the valve guide 131, and by holes 132 through the valve stem.
A washer 133, the hole 134 of which is closed by a ball 135. is placed against the body 125. A scalloped washer 136 rests on the ball 135 and serves as a seat for a spring 137 pushing back by its other end a piston <B > 138 </B> bearing the pusher 139 in contact with the corresponding rocker arm 140.
The washer 133 closed by the ball 135 constitutes, with the piston 138, a device for taking up play. The washer 133 is not fitted too tightly in the bore of the valve stem 124 to allow the oil to sink. ter slightly as the stem expands. The oil pressure under the piston 138 maintains contact between the tappet 139 and the rocker arm 140. when the latter is lowered to raise the valve 8, the oil retained by the ball <B> 135 </B> communicates to the rod 124 the movement imparted to the evening 139. When the rod begins to move. the ports 130 of the guide 131 and those 132 of the valve 8 no longer correspond. which interrupts the cooling circuit, without thereby disturbing the lubrication.
The operation of the engine described above takes place according to the four-stroke cycle and with direct injection of fuel into the combustion chambers 49. However, compared to internal combustion engines of conventional construction, the engine described above per puts to achieve a much higher energy efficiency. since it can work with a much higher compression ratio. Indeed, due to the presence of positive displacement compressors with a compression chamber 50 which perform two compressive movements for a single engine stroke of the corresponding piston 2, the compression ratio of such an engine can reach 30 / l.
It should be noted that the rotary compressor 65 makes it possible to practically eliminate the losses due to the rolling of the air through the inlet 54 and discharge 55 valves of the positive-displacement compressors. In addition, instead of dissipating the calories coming both from the cooling fins 79 of the cylinders 1 and from the exhaust pipes 82 into the atmosphere, the engine described above makes it possible to recover these calories for driving the engine. gas turbine 84, which also provides a significant increase in the total efficiency of the engine, all the more so since the gas turbine 84 makes it possible to exploit the expansion of both the exhaust gases and the cooling air up to its extreme limit.
On the other hand, this engine design allows a very compact realization, which is made possible in particular by the special arrangement of the crankshaft which makes it possible to bring the two rows of opposed cylinders closer together with respect to the conventional constructions of engines with opposed cylinders and direct attack of the vile brequin by a single rod.
As has already been said above, the crankshaft arrangement used in this engine allows a better distribution of the pressures in the bearings and joints. In addition, the symmetrical arrangement of the crankshaft in such an opposing cylinder engine eliminates the dangers of vibration and allows a substantial increase in maximum rpm. This therefore results in a significant increase in the effective power that such an engine can provide.
Each chamber 50 could thus be provided with two intake valves 54 and with a discharge valve 55, which makes it possible to reduce losses by the lamination of the air at the inlet to the compressor. Due to the fact that the air supplying the positive displacement compressors is pulsed by a rotary compressor whose discharge pressure increases with the speed of rotation, the losses by rolling air through the valves 54, losses which increase with the pressure. increase in rotational speed are therefore fully compensated by the rotary compressor 65.
The design of volumetric chamber compressors 50 whose compression member is formed by the piston 2 of the engine itself also makes it possible to reduce the size of the complete engine group and, thus, to reduce the specific weight of the assembly, without further strain the organic efficiency of the engine.
An advantage resulting from the use of the crankshaft described above for the transmission of the driving force of the pistons 2 to the crankshaft 4 also lies in the fact that it makes it possible to eliminate any resultant normal to the axis of the cylinders 1. forces acting on the pistons 2. This prevents any ovalization of the cylinders 1.
The arms 36 and 36a of this linkage constitute a sort of deformable rhombus, the two tops of which, at the ends of the horizontal diagonal, are formed by the joints 35, respectively 35a driven by the piston rods 3 and the tops at the ends. of the vertical diagonal by the joints 38 transmitting the force of the pistons 2 to the crankshaft 4 by means of the connecting rods 39.
The ratio of the paths traveled by these articulations 35, 35a and 38 and which are respectively: the stroke of the piston 2 and the diameter of the crankshaft 4, is equal to the inverse of the ratio of the average lengths of the diago nals of said rhombus on which they move. This makes it possible, while retaining its diameter at the crankshaft, to lengthen the cylinder 1 in order to reduce its section. This makes it possible to give the combustion chamber a more homogeneous or less flattened shape.
The ratio of the lengths of the diagonals of said rhombus formed by the arms 36 and 36a also exerts an influence on the forces which are transmitted by said rhombus, for these varying as the piston 2 descends in the cylinder 1. This arrangement in rhombus of the arms 36 and 36a makes it possible to regulate, by transmitting it, the thrust of the piston 2 which itself decreases with the pressure along the downward stroke of the piston from top dead center to bottom dead center. The engine torque thus obtained is more regular, which makes it possible to reduce the mass of the flywheel and even, possibly, to dispense with the latter completely.
A spring 141 for returning the valve 8 to its seat 6 is mounted in a conventional manner between a plate 142 fixed to the rod 124 and a flange 143 of the valve guide 13l.
As shown in fi-. 7, the injectors 9 are of particular construction, given the new conditions governing their operation and the considerations relating to their external dimensions and the particular system of their fixing through two cylinder heads which must provide them with an effective cooling device. .
Whereas in the usual type of injectors, the needle closes the passage of the fuel by acting in the same direction as the direction of flow of the liquid, in the proposed type, a bulge 144 arranged at the end of the needle 145 , interrupts the output of the fuel by acting in the opposite direction, that is to say against the direction of passage of the liquid.
This design is determined by two reasons, the first of which is the fact that it makes it possible to eliminate the leakage collector and the pipe which, in the usual models, is intended to ensure their return to the striker. This simplification is especially appreciable in consideration of the complexity of the pipe network due to the presence of two pumps 114 for the engine and two injectors 9 per cylinder 1.
The second reason is dictated by the conditions of the enormous pressure prevailing in the combustion chamber.
With a normal type of obturator, the pressure of the chamber acts under the needle and against the force of the res out of the needle which should be calibrated, especially as the pressure of the chamber is large and its influence decreases d 'as much the shutter force. In the proposed model, the pressure of the chamber acting on the needle 145 in the direction of closure, it reinforces the action of the needle spring 146 as it increases and simultaneously demands during the lifting. of the shutter 144, at the time of injection, an additional pressure of the liquid to be injected which promotes good pulverization of the fuel.
This control system for the closure device of the injector 9, which no longer requires a chamber free from the influence of the injection pressure to allow its operation, has, moreover, a happy effect on the execution dimensions. injector 9 which, the drawing shows, are reduced to about half of those of a conventional injector.
The fixing of the injector is ensured by the intermediary of a sleeve 147, the rim 148 of which is caught between the two cylinder heads. The cylinder head assembly pressure squeezes the lower surface of the crown 148 constituting the base of the sleeve 147, on two concentric circular joints 149 between which a circulation of oil creates the cooling conditions necessary for the injector 9.
Many variant embodiments of the engine described above could be imagined. Thus, the Watt mechanisms constituted by the arms 42 and 43 and the levers 48 could be replaced by a mechanism comprising slides guiding the joints 38 in a plane perpendicular to the piston rods 3. However, the Watt mechanisms are preferred, since the mechanical efficiency of these, based only on pivot points, is greater than the mechanical efficiency of slides.
For an engine intended for the traction of a vehicle. engine, the cooling air flow of which is largely a function of the load imposed on the engine, it will be advantageous to make the drive of the rotary compressor 65 depend on the flow of the exhaust gases from the engine, gas whose potential energy increases with engine load.
In this case, the rotary compressor 65 would no longer be driven directly from the crankshaft quin 4, but for example by the first stage of the gas turbine 84. The blading 86 of this first stage would therefore be directly attached in rotation to the wheel of the rotary compressor 65 and only the blades of the second and third stages 87 and 88 would then transmit their driving force to the crankshaft 4 by means of reduction gears.