CH622859A5

CH622859A5 -

Info

Publication number: CH622859A5
Application number: CH1100377A
Authority: CH
Inventors: Dirk Bastenhof
Original assignee: Semt
Priority date: 1976-09-30
Filing date: 1977-09-08
Publication date: 1981-04-30
Also published as: DK355377A; CS214747B2; JPS5343145A; YU227377A; AU516534B2; NL7710304A; SE7709057L; IT1095660B; FR2366451A1; NO772775L; FI772896A; IN148726B; PL200989A1; AU2822577A; DE2743958A1; DD131868A5; PL123316B1; FR2366451B1; BR7706523A; US4226216A

Description

La présente invention se rapporte à un procédé de freinage pneumatique d'un moteur Diesel réversible, comme par exemple un moteur marin destiné à faire partie d'un appareil de propulsion navale sur navire, bateau, bâtiment de mer, engin ou véhicule flottant analogue à propulsion mécanique. Plus spécifiquement, l'invention concerne et a essentiellement pour objet un procédé de freinage pneumatique d'un moteur Diesel pour obtenir un ralentissement forcé plus rapide de celui-ci jusqu'à l'arrêt à partir de l'instant où l'ordre d'arrêt est donné, éventuellement en vue de son redémarrage en sens inverse. L'invention concerne aussi un dispositif pour la mise en œuvre de ce procédé.

On sait par exemple que les navires, qui sont propulsés par des moteurs Diesel marins réversibles à plusieurs cylindres au moyen d'hélices par exemple à pas fixe, ont, en principe, une bonne manœuvrabilité mais celle-ci devient de plus en plus défavorable avec l'augmentation de la vitesse de navigation et/ou de l'inertie du navire. Lorsqu'on interrompt l'alimentation du moteur en combustible sur un gros navire en pleine marche, il s'écoule encore un temps considérable jusqu'à ce que le navire s'arrête, la distance parcourue jusqu'à l'arrêt, pouvant comporter parfois plusieurs kilomètres. En cas de danger ou d'urgence, par exemple de risque de collision, de détresse ou analogue, il est nécessaire d'exécuter rapidement une manœuvre de secours destinée à immobiliser le navire ou bateau à moteur, lancé à pleine vitesse par exemple dans le sens de la marche avant, en un temps aussi court que possible, de préférence au moyen d'un rapide renversement de marche pour l'obtention duquel il faut préalablement arrêter le moteur, donc le freiner d'abord rapidement jusqu'à l'arrêt puis le faire redémarrer en sens inverse. Une telle manœuvre d'urgence peut être difficile avec le moteur à combustion interne parce que, comme le navire continue à courir sur son erre, c'est-à-dire à avancer grâce à la vitesse acquise, le moteur est entraîné par l'intermédiaire de l'hélice dans le sens de la marche avant par exemple, par l'inertie du navire, de sorte qu'on est obligé d'attendre, pour renverser la marche et lancer le moteur dans le sens de la marche arrière, que la vitesse de rotation restante et les forces d'inertie aient diminué suffisamment. Relativement à la conduite du navire, il est donc désirable sinon nécessaire de pouvoir freiner énergiquement le moteur de façon à obtenir artificiellement une grande décélération du navire, pour briser ou casser l'erre jusqu'à ce que le navire soit étale ou s'arrête puis de repartir en marche arrière aussi vite que possible. Comme l'appareil propulsif est soumis aux servitudes des exigences de la manœuvre imposant de grandes variations d'allure à l'appareil moteur, une capacité de manœuvre satisfaisante, c'est-à-dire permettant des évolutions fréquentes associées à la rapidité et à la sécurité des opérations de renversement de marche, implique l'emploi d'un système de freinage et de redémarrage efficace d'une grande fiabilité ou sûreté de fonctionnement. Pour le démarrage et le freinage pneumatiques du moteur, au moins certains cylindres de celui-ci sont munis respectivement de soupapes individuelles de démarrage recevant séquentiellement, pour fonctionnement répété et cycliquement intermittent (c'est-à-dire périodique mais temporaire), l'air comprimé respectivement principal de lancement ou de freinage et auxiliaire de commande (pour le pilotage des soupapes de démarrage) en provenance d'au moins un distributeur centralisé de préférence rotatif à organe commutateur (tel que disque à glace ou valves à tiroir disposées en étoile et actionnées par une came unique commune) entraîné par le moteur généralement en synchronisme avec un arbre à cames de commande des soupapes respectivement d'admission et d'échappement du moteur ou par cet arbre lui-même. L'organe commutateur tourne donc à la vitesse angulaire de rotation de l'arbre à cames, donc à la moitié de celle de l'arbre à manivelles coudées formant vilebrequin dans le cas d'un moteur à quatre temps. Dans le cas d'un moteur réversible, chaque arbre à cames de celui-ci comporte un jeu de cames de marche avant et un jeu de cames de marche arrière qui sont d'un emploi réciproquement permutable dont le changement permet l'inversion du sens de rotation en remplaçant l'action de la distribution de marche par exemple avant par celle de la distribution de marche arrière. Un tel changement s'effectue habituellement par déplacement axial de chaque arbre à cames en translation longitudinale dans un sens ou dans le sens contraire entre deux positions extrêmes opposées respectivement de marche avant et de marche arrière. Dans le cas d'un distributeur rotatif pourvu d'une seule arrivée d'air de pilotage, un tel déplacement des cames s'accompagne simultanément d'un décalage angulaire

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rotatif concomitant correspondant de l'organe commutateur d'un angle fixe approprié dans le sens convenable ou correct pour le démarrage en sens inverse. Ce décalage angulaire n'existe pas dans le cas d'un distributeur rotatif pourvu de deux arrivées d'air de pilotage distinctes respectivement de marche avant et de marche arrière.

Plus spécialement dans le cas de moteurs à nombre relativement grand de cylindres et en particulier à nombre pair d'au moins 10 cylindres disposés notamment en V suivant deux rangées ou lignes d'un nombre égal de cylindres, il est connu, dans l'état antérieur de la technique, d'employer l'un ou l'autre des deux agencements suivants :

1. Une seule rangée ou ligne de cylindres est pourvue de soupapes individuelles de démarrage à raison d'une par cylindre, l'autre rangée de cylindres ne comportant pas de soupapes de démarrage, de sorte que le démarrage pneumatique du moteur a lieu en envoyant l'air comprimé dans une rangée de cylindres seulement.

C'est ainsi que, par exemple, dans un moteur à douze cylindres en V disposés suivant deux rangées respectivement de six cylindres, la valeur commune réduite des durées d'ouverture successives au distributeur des soupapes de démarrage équipant une seule rangée de cylindres correspond à un angle de rotation usuel de vilebrequin d'environ 148,5° le début d'ouverture au démarrage ayant lieu à environ 10° avant la position angulaire de point mort haut du piston de chaque cylindre (avec recouvrement mutuel d'environ 28,5° entre périodes d'alimentation de deux cylindres successivement alimentés), tandis que l'autre rangée de cylindres est dépourvue de soupapes de démarrage.

2. Les deux rangées de cylindres sont respectivement pourvues de soupapes individuelles de démarrage dont chacune est actionnée alternativement en ouverture et en fermeture en étant commandée pneumatiquement en ouverture et en fermeture automatique au moins par ressort de rappel après purge. Dans ce cas, le démarrage pneumatique a lieu en envoyant de l'air comprimé dans les deux rangées de cylindres à la fois mais il existe alors les deux possibilités suivantes :

a) Les durées respectives d'ouverture discontinue des soupapes de démarrage sont les mêmes dans les deux rangées de cylindres et correspondent par exemple au distributeur à un angle de rotation du vilebrequin au plus égal à 180° (distance angulaire séparant les points morts successifs respectivement haut et bas d'un piston de cylindre).

Dans ce cas, il y a un recouvrement relativement grand de chaque intervalle de temps mort entre l'instant de fermeture de chaque soupape de démarrage et l'instant d'ouverture de la soupape de démarrage suivante (consécutif dans l'ordre normal de succession d'allumage), dans une même ligne de cylindres, par la période d'ouverture de la soupape de démarrage d'un cylindre correspondant de l'autre ligne de cylindres tandis que le recouvrement de chaque intervalle de temps analogue, pour l'autre ligne de cylindres, par la période d'ouverture de la soupape de démarrage d'un cylindre correspondant ou homologue de la première ligne de cylindres, est relativement petit.

Selon la valeur de la durée d'ouverture des soupapes de démarrage et le nombre de cylindres par rangée, les périodes d'ouverture consécutives des soupapes de démarrage de deux cylindres successivement alimentés d'une même rangée peuvent soit être espacées (donc séparées par un temps mort), soit se recouvrir mutuellement (c'est-à-dire que le début d'alimentation d'un cylindre a lieu avant la fin de l'alimentation du cylindre immédiatement précédent dans leur ordre de succession d'allumage). Par exemple dans le cas d'un moteur à dix cylindres en V avec une durée d'ouverture au distributeur des soupapes de démarrage correspondant à un angle de rotation d'environ 148,5° du vilebrequin, un tel recouvrement correspondra à un angle de rotation d'environ 4,5°.

A ce propos, en considérant le diagramme représentant graphiquement la variation du déplacement du piston d'un cylindre de moteur à quatre temps, pendant ses courses alternatives respectivement ascendantes et descendantes, en fonction de l'angle de rotation correspondant de l'arbre coudé à manivelles doubles formant vilebrequin ainsi que les instants réels et périodes respectifs d'ouverture et de fermeture avec avance des soupapes d'admission et d'échappement, on constate que la période optimale d'ouverture de chaque soupape de démarrage se situe pendant chaque temps de détente du cycle de fonctionnement au démarrage durant la période de fermeture de toutes les soupapes de distribution en commençant au moins à partir du point mort haut du piston de cylindre et en se terminant de préférence avant le point mort bas suivant, au voisinage de l'instant d'ouverture des soupapes d'échappement afin d'éviter toute perte d'air comprimé à travers celles-ci. Il en résulte que l'ouverture des soupapes de démarrage, pendant chaque temps d'admission, est défavorable puisque ayant lieu pendant que les soupapes d'admission sont ouvertes, d'où consommation plus grande d'air comprimé par perte à travers ces soupapes ouvertes.

De même, l'opération de freinage est d'une efficacité optimale si chaque soupape de démarrage s'ouvre pendant chaque temps de compression du cycle de fonctionnement durant la période de fermeture des soupapes de distribution en ayant son instant d'ouverture voisin du point mort bas du piston de cylindre et notamment de l'instant de fermeture des soupapes d'échappement (après changement de cames pour inversion du sens de marche) et son instant de fermeture au moins au point mort haut.

Dans le cas précité d'une durée d'ouverture au distributeur, de chaque soupape de démarrage pendant une rotation d'un angle de 180° du vilebrequin, la portion extrême terminale de la période d'ouverture pour démarrage, qui coïncide avec la portion de début de la période d'ouverture des soupapes d'échappement, est moins ou peu efficace donc moins avantageuse à cause des pertes d'air comprimé à travers ces soupapes ouvertes (d'où une consommation d'air comprimé plus importante lors du démarrage).

b) Les durées discontinues d'ouverture des soupapes de démarrage respectivement dans les deux lignes de cylindres sont différentes, de sorte que la durée d'ouverture des soupapes de démarrage d'une ligne de cylindres est plus courte que celle des soupapes de démarrage de l'autre ligne de cylindres. Ces deux durées différentes des périodes d'ouverture des soupapes de démarrage respectivement des deux rangées de cylindres sont par exemple équivalentes respectivement à des angles de rotation de 110°, d'une part, et de 148,5° ou de 130°, d'autre part, au distributeur.

En supposant que les cylindres de la première rangée de cylindres soient alimentés en air comprimé respectivement en avance sur ceux homologues de la seconde rangée de cylindres, on a vu, dans le cas précédent d'une période d'ouverture au distributeur de chaque soupape de démarrage pendant un angle de rotation de 180° (entre deux points morts successifs respectivement haut et bas d'un temps de détente au démarrage) du vilebrequin, que cette durée d'ouverture au distributeur pour chaque soupape de démarrage de la première rangée de cylindres était inutilement trop longue vers la fin ou au voisinage du point mort bas puisque cette partie extrême terminale de la période d'ouverture coïncide avec l'ouverture des soupapes d'échappement d'où perte d'air comprimé à travers ces soupapes ouvertes.

Cet inconvénient est supprimé dans le présent cas à durée d'ouverture raccourcie des soupapes de démarrage de la première rangée de cylindres (durée d'ouverture au distributeur).

Dans ce cas, le recouvrement de chaque intervalle de temps, entre deux périodes d'ouverture successives (au distributeur) respectivement de deux soupapes de démarrage de la rangée de cylindres à durée d'ouverture de 110°, par la durée d'ouverture de la soupape de démarrage correspondante sur l'autre rangée de

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cylindres, est également réduit grâce à cette durée d'ouverture réduite à 110° qui se termine par l'ordre de fermeture de la soupape de démarrage concernée à environ 70° avant le point mort bas, la portion extrême terminale précitée peu efficace de la période d'ouverture étant supprimée. La durée d'ouverture des soupapes de démarrage de l'autre rangée de cylindres ne peut pas être raccourcie d'autant au distributeur et doit donc être plus longue que celle de la première rangée de cylindres car il faut conserver un recouvrement suffisant des intervalles de temps morts ou inactifs entre deux périodes d'ouverture successive de ladite autre ou seconde rangée par les périodes d'ouverture correspondantes de la première rangée pour éviter tout manque d'entraînement du moteur.

Ce système présente l'inconvénient que, sur les moteurs de grandes dimensions, l'actionnement alternativement en ouverture et en fermeture d'au moins certaines des soupapes de démarrage (et notamment de celles se trouvant sur des cylindres relativement éloignés du distributeur d'air comprimé précité) est déphasé en arrière dans le temps par rapport aux instants correspondants d'établissement et d'interruption de la communication entre la source d'air comprimé et lesdites soupapes de démarrage par l'organe commutateur dudit distributeur, c'est-à-dire par rapport aux instants correspondants respectivement d'admission d'air comprimé de pilotage et d'arrêt d'arrivée d'air comprimé de pilotage (avec purge simultanée) par l'organe commutateur. Cet actionnement alterné étant assimilable à des ordres ou signaux pneumatiques de commande respectifs de mise sous pression et à l'échappement périodiquement émis temporairement par le distributeur, le déphasage précité, entre les instants d'émission de ces signaux de commande ou ordres, d'une part, au distributeur et les instants correspondants de réception ou d'exécution desdits ordres aux soupapes de démarrage, d'autre part, est imputable au délai de propagation (à cause des durées relatives sensibles de l'augmentation et de la chute de pression d'air comprimé dans chaque soupape de démarrage) de ces signaux pneumatiques dans les longues conduites ou tuyauteries de liaison en causant ainsi un retard de transmission entre l'émission des signaux pneumatiques au distributeur et leur réception aux soupapes de démarrage les plus éloignées. Ce retard est gênant en période de freinage pneumatique du moteur car il est d'autant plus grand que la vitesse de rotation du moteur, à partir de laquelle on commence à freiner pneumatiquement, est grande. Le retard de l'ouverture de chaque soupape de démarrage par rapport au distributeur est conditionné par la célérité de l'onde de pression dans l'air et par le temps de remplissage du vérin de commande de la soupape; ce retard est relativement court et peu gênant à toute vitesse de rotation du moteur. Le retard à la fermeture de chaque soupape de démarrage est beaucoup plus long que celui de l'ouverture car la chute de pression dans le vérin de commande de soupape à travers toute la tuyauterie est plus lente. Ce retard à la fermeture est une fonction croissante de la vitesse de rotation du moteur et augmente d'autant plus rapidement que l'on commence à freiner pneumatiquement plus tôt à partjr du moment où l'ordre d'arrêt du moteur a été donné. L'inconvénient de ce retard à la fermeture est que chaque soupape de démarrage peut rester ouverte au-delà du point mort haut du piston du cylindre concerné en continuant ainsi à admettre de l'air comprimé dans ledit cylindre pendant la course de détente, lorsque le piston recommence à descendre en produisant un travail moteur qui peut être supérieur au freinage, d'où un risque de réaccélération du moteur dans le même sens en contrariant ainsi l'effet de freinage immédiatement précédent. Par conséquent, plus la vitesse de rotation du moteur est faible, plus ce retard à la fermeture est réduit et plus le freinage est bon, car à titre indicatif, pour une vitesse de rotation du moteur de 400 t/mn ou de 300 t/mn par exemple, le retard à la fermeture produit un effet accélérateur tandis que, pour une vitesse de rotation du moteur de 50 t/mn par exemple, chaque soupape de démarrage se ferme un peu avant le point mort haut, ce qui est donc satisfaisant. Ce risque d'inversion du sens du couple, qui de freinant devient moteur, ne peut donc être évité, dans le système connu précité, qu'en commençant à freiner pneumatiquement le moteur seulement à partir d'une vitesse de rotation relativement basse (par exemple 50 t/mn) de celui-ci en attendant que le moteur ait ralenti jusqu'à cette basse vitesse de façon naturelle, de sorte que le freinage pneumatique perd beaucoup de son intérêt à cause de l'augmentation relativement considérable du temps de ralentissement du moteur jusqu'à son arrêt.

En propulsion navale notamment avec un moteur Diesel marin, à partir de l'instant où l'ordre d'arrêt est donné (par interruption de l'injection de combustible dans les cylindres) et en supposant qu'aucun freinage artificiel ne soit employé, le moteur décélère d'abord assez vite par ralentissement naturel (causé par des résistances passives telles que la résistance à l'avancement ou à la rotation de l'hélice par l'eau, le frottement, etc.) jusqu'à une vitesse par exemple égale à 40% de la vitesse normale de fonctionnement en continuant à entraîner l'hélice puis lentement en étant alors lui-même entraîné par l'hélice que la réaction du flot d'eau ou écoulement relatif fait tourner dans le même sens par le mouvement d'avancement du navire sur sa lancée. Le freinage pneumatique peut commencer à un moment qui est fonction du couple de freinage effectif disponible à la vitesse de rotation actuelle du moteur à ce moment. Ce couple de freinage disponible doit être au moins égal au couple de freinage minimal efficace ou opérant et n'existe qu'à partir et en dessous d'une vitesse de rotation égale à environ 25% de la vitesse normale précitée.

La présente invention a donc principalement pour but de supprimer les inconvénients et difficultés précités en créant un procédé de freinage pneumatique plus rapide d'un moteur Diesel réversible, notamment à quatre temps, à nombre pair d'au moins dix cylindres disposés en V suivant deux rangées de même nombre de cylindres dont au moins certains de chaque rangée sont munis respectivement de soupapes individuelles de démarrage à fermeture automatique au moins par ressort de rappel après purge et à commande pneumatique séquentielle d'ouverture par au moins un distributeur centralisé, entraîné par ledit moteur, ladite fermeture étant retardée, par rapport à l'instant de l'ordre de fermeture par coupure d'air comprimé et mise à la purge audit distributeur, en fonction croissante de la distance d'éloignement ou longueur de tuyauterie d'alimentation de chaque soupape de démarrage audit distributeur et de la vitesse de rotation actuelle dudit moteur. Ce procédé consite à réduire, par construction dudit distributeur, la durée relative d'admission d'air comprimé de commande d'ouverture à travers ledit distributeur pour au moins une rangée de cylindres par rapport à l'autre rangée, en avançant ainsi l'ordre de fermeture de telle façon que chaque soupape de démarrage concernée (c'est-à-dire à signal de commande d'ouverture raccourci) se ferme au plus tard au voisinage de l'instant d'ouverture de la ou de chaque soupape d'échappement correspondante sur le cylindre associé ou de l'instant de passage du piston correspondant par son point mort bas, en période de démarrage.

Ce procédé conforme à l'invention est caractérisé en ce qu'il consiste, par construction dudit distributeur, à optimaliser au moins approximativement la valeur ainsi raccourcie de la durée relative réelle ou de la commande d'ouverture de chaque soupape de démarrage d'une rangée de cylindres pour l'opération de freinage pour augmenter la valeur instantanée décroissante de la vitesse de rotation du moteur à partir de laquelle le freinage est mis en action en avançant ainsi l'instant de début de freinage et à optimaliser celle de chaque soupape de démarrage de l'autre rangée de cylindres pour l'opération de démarrage.

Selon une forme d'exécution de l'invention, on détermine un domaine utile d'instants de fermeture effective de chaque soupape de démarrage en période de freinage tel que cette fermeture ait réellement lieu chaque fois en particulier avant l'ouverture des soupapes de distribution respectivement d'admission ou d'échappement du cylindre correspondant, dans un domaine de

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positions angulaires relatives du vilebrequin autour du point mort haut (entre temps respectivement de compression et de détente) du piston de cylindre associé, défini de façon à produire toujours un couple ou travail de freinage positif au moins égal au couple efficace minimal, l'instant optimal de fermeture, qui correspond au couple de freinage maximal, étant sensiblement l'instant auquel la pression, dans ledit cylindre, repasse en décroissant pendant la descente du piston ou le temps de détente par la valeur de la pression d'air comprimé disponible.

Suivant une autre forme d'exécution de l'invention, le domaine utile précité s'étend, pour la rangée de cylindres précitée à commande des soupapes de démarrage optimalisée pour le freinage, entre une vitesse de rotation de moteur égale à environ 52% de la vitesse nominale ou normale de service, correspondant à l'instant de début de freinage et une vitesse de rotation de moteur d'environ 16%, l'instant optimal précité correspondant à une vitesse de rotation d'environ 40% tandis que, pour l'autre rangée de cylindres précitée, il s'étend entre une vitesse de rotation de moteur d'environ 24% et l'arrêt dudit moteur, ledit instant optimal correspondant alors à une vitesse de rotation de moteur d'environ 12%.

On constate donc l'avantage important obtenu par les dispositions précitées qui produisent une amélioration marquée des performances de freinage puisque l'instant de début de freinage, qui correspondait, pour les systèmes anciens, à une vitesse de rotation de moteur égale à environ 24% ou 28% de sa vitesse normale, est avancé de façon que le freinage débute notablement plus tôt par exemple à une vitesse de 200 t/mn ou encore en particulier à une vitesse de rotation de moteur égale à environ 52% de sa vitesse normale ou nominale.

Le but de l'invention consiste donc à obtenir le couple de freinage minimal nécessaire précité à une vitesse de moteur sensiblement plus élevée qu'auparavant avec un gain d'environ 63% sur le temps total de ralentissement (depuis l'ordre stop jusqu'à l'arrêt effectif et redémarrage en sens inverse) par comparaison avec le freinage pneumatique classique et par conséquent un raccourcissement correspondant du trajet parcouru par le navire sur sa lancée pendant ce temps.

Conformément à une autre forme d'exécution de l'invention, pour la rangée de cylindres précitée à commande des soupapes de démarrage optimalisée pour le freinage, la durée relative raccourcie du passage périodique d'air comprimé à travers le distributeur précité représente environ 20% à 47% (ou même 55%) de celle éventuellement usuelle correspondant à l'autre rangée de cylindres précitée.

La durée relative du passage d'air comprimé à travers le distributeur précité, pour une rangée de cylindres précitée, est équivalente, de façon connue en soi, à un angle de rotation de vilebrequin soit normal ou usuel d'environ 148,5°, soit réduit à environ 128,5° ou même 110°, tandis que celle raccourcie, relative à l'autre rangée de cylindres précitée, est définie de façon que chaque période d'admission d'air comprimé, pour chaque cylindre de cette dernière rangée, recouvre ou chevauche l'intervalle de séparation ou la région de transition entre les périodes d'admission respectives pour deux cylindres homologues de ladite autre rangée successivement alimentés en air comprimé. Dans ce cas et selon une autre caractéristique de l'invention, cette durée relative raccourcie équivaut à un angle de rotation du vilebrequin d'environ 30e à 60°, soit de 1/12e à l/6e de tour.

L'invention vise aussi un dispositif pour la mise en œuvre du procédé précité. A ce propos, on connaît déjà l'emploi d'au moins un distributeur d'air comprimé de démarrage et de freinage. On peut aussi prévoir soit un distributeur pour chaque ligne de cylindres, destiné à alimenter ou à desservir toutes les soupapes de démarrage de la ligne de cylindres associée, donc au total deux distributeurs affectés respectivement aux deux lignes de cylindres du moteur mais il est aussi possible d'utiliser un distributeur unique alimentant ou desservant respectivement toutes les soupapes de démarrage des deux lignes de cylindres à la fois. Chaque distributeur comprend un disque formant organe commutateur rotatif entraîné par un arbre à cames du moteur précité et dont la glace tournante comporte au moins une lumière arquée de passage d'air comprimé sensiblement en forme de segment annulaire ou de lunule concentrique à l'axe de rotation de ladite glace et défilant successivement devant les orifices de préférence identiques de conduits du corps fixe ou stator dudit distributeur menant respectivement aux vérins pneumatiques individuels à simple effet de commande d'ouverture de toutes les soupapes de démarrage (à fermeture automatique au moins par ressort de rappel incorporé, après purge) prévues sur une rangée de cylindres précitée, lesdits orifices ayant chacun un diamètre de préférence égal à la largeur radiale de ladite lumière en étant uniformément répartis, dans l'ordre de succession d'allumage des cylindres, et angulairement équidistants sur une circonférence passant par leurs centres géométriques respectifs, concentrique audit axe de rotation et de même rayon que l'arc de circonférence médian de ladite lumière. Dans le cas de la présence de deux distributeurs distincts, à raison d'un distributeur par rangée de cylindres, le disque commutateur tournant de chaque distributeur ne comporte qu'une seule lumière d'admission et le segment d'arc de circonférence médian de la lumière d'admission du distributeur d'une rangée de cylindres, dont la longueur curviligne est sensiblement égale à la somme des longueurs curvilignes circonférentielles moyennes respectives de ladite lumière d'admission et d'un orifice précité, sous-tend un angle au centre par exemple d'environ 74,2° ou 64,2° ou 55°

tandis qu'une soupape de démarrage est prévue sur chaque cylindre de l'autre rangée de cylindres.

Dans le cas d'un distributeur unique, commun aux deux rangées de cylindres du moteur, le disque tournant du distributeur comporte deux lumières d'admission concentriques, à raison d'une lumière par rangée de cylindres et le segment d'arc de circonférence médian précité, pour la lumière radialement interne, sous-tend un angle au centre par exemple d'environ 74,2°.

Le dispositif, conforme à l'invention, est caractérisé en ce que l'arc de circonférence médian d'admission de durée réduite de longueur curviligne, égal à la somme de longueurs curvilignes circonférentielles moyennes respectives de ladite lumière et d'un orifice, est capable d'un angle au centre de 15° ou l/24e de tour à 30° ou 1/12e de tour.

L'invention est applicable également lorsqu'au lieu d'utiliser un distributeur d'air comprimé centralisé, on emploie un distributeur individuel par cylindre, par exemple du type formant valve à tiroir coulissant actionné par came. Dans ce cas, l'invention procure également une amélioration, bien que celle-ci soit moins importante et aussi moins nécessaire puisque le retard notamment à la fermeture des soupapes de démarrage est moins grand à cause des canalisations de liaison plus courtes entre chaque distributeur individuel et sa soupape de démarrage associée. Cependant, l'emploi d'un distributeur centralisé est plus avantageux parce que plus économique d'installation (moins de dispositifs et de pièces) et en raison du manque de place pour cames et poussoirs à chaque cylindre.

L'invention sera mieux comprise et les buts, détails et avantages de celle-ci apparaîtront plus clairement à la lecture de la description explicative qui va suivre en se reportant aux dessins schématiques annexés, donnés uniquement à titre d'exemples non limitatifs, illustrant divers modes de réalisation spécifiques actuellement préférés de l'invention et dans lesquels :

la fig. 1 est un diagramme représentant graphiquement la variation des levées (portées en ordonnées) respectivement théorique (en traits pleins) et réelle (en traits interrompus) d'une soupape individuelle de démarrage sur cylindre en fonction du temps ou de l'angle de rotation correspondant du vilebrequin (porté en abscisses) pour une soupape de démarrage à durée d'ouverture raccourcie, actionnée selon le procédé et par un distributeur conformes à l'invention;

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la fig. 2 est un diagramme illustrant une application du principe de l'invention à un moteur à dix cylindres en V répartis en deux rangées respectivement de cinq cylindres chacune, chaque cylindre étant pourvu d'une soupape individuelle de démarrage et ce diagramme montrant, d'une part, les durées d'ordre d'ouverture différentes (exprimées par les angles de rotation de vilebrequin équivalents portés en abscisses) respectivement pour les soupapes de démarrage des deux rangées de cylindres et, d'autre part, les positions relatives des périodes d'ordre d'ouverture respectives des diverses soupapes de démarrage dans les deux rangées de cylindres;

la fig. 2a concerne le cas du démarrage;

la fig. 2b concerne le cas du freinage avec renversement du sens de marche et redémarrage en sens inverse;

la fig. 3 (a et b) est un diagramme semblable à celui de la figure précédente mais appliqué à un moteur à douze cylindres en V répartis en deux rangées de six cylindres chacune;

la fig. 4 est un diagramme multiple représentant graphiquement la variation du couple de freinage (porté en ordonnées) en fonction de la vitesse angulaire de rotation du moteur (exprimée en t/mn et portée en abscisses) dans le cas respectivement du freinage par une seule rangée de cylindres avec durée d'ouverture soit usuelle, soit raccourcie (courbes en traits pleins) des soupapes de démarrage de ladite rangée et du freinage simultané par les deux rangées de cylindres conformément à l'invention (courbe discontinue en traits interrompus);

la fig. 5 représente trois diagrammes superposés en correspondance mutuelle illustrant le principe de l'invention et dans lesquels respectivement :

la fig. 5a représente graphiquement la variation de la pression gazeuse (portée en ordonnées) dans la chambre de travail à volume variable d'un cylindre du moteur pendant une course alternative respectivement ascendante et descendante du piston durant deux temps successifs respectivement de compression et de détente de son cycle de fonctionnement entre deux points morts bas successifs dans la région autour du point mort haut correspondant dudit piston, séparant ces deux temps, en fonction de la position angulaire relative actuelle de rotation (exprimée en degrés et portée en abscisses) du vilebrequin du moteur, dans trois cas particuliers respectivement définis par trois modes d'emploi différents de la soupape individuelle de démarrage de ce cylindre;

la fig. 5b représente graphiquement la variation de la vitesse angulaire relative de rotation (portée en ordonnées) du vilebrequin de moteur, rapportée à la pleine vitesse en fonction de la position angulaire relative de rotation (portée en abscisses) du vilebrequin pendant les périodes de freinage pneumatique successives des deux lignes de cylindres à la fois selon le procédé conforme à l'invention avec changement préalable des cames de commande de distribution pour renversement du sens de marche et redémarrage consécutif en sens inverse, et montrant les retards respectivement à l'ouverture et à la fermeture des soupapes de démarrage en déterminant les domaines respectivement favorables et défavorables de freinage pneumatique sensiblement au cours d'un cycle de fonctionnement d'un cylindre du moteur au moins partiellement en correspondance avec la fig. 5a, et la fig. 5c représente graphiquement, en correspondance avec les deux figures partielles précédentes, l'évolution et le sens ou le signe du couple de freinage (en ordonnées) produit, pendant la partie correspondante précitée d'un cycle de fonctionnement d'un cylindre par chaque rangée de cylindres conformément à l'invention, en fonction de la position angulaire relative de rotation (portée en abscisses) du vilebrequin, en montrant les domaines de freinage respectivement favorables et défavorables;

la fig. 6 représente des diagrammes multiples comparant les performances d'un freinage pneumatique conforme à l'invention à celles obtenues dans les deux cas de la technique antérieurement connue utilisant le freinage respectivement par une seule ligne de cylindres et par les deux lignes de cylindres à la fois, et dans lesquels :

la fig. 6a représente graphiquement la variation de la vitesse angulaire de rotation relative du vilebrequin de moteur, rapportée à sa vitesse normale ou nominale de service (et portée en ordonnées) en fonction du temps (porté en abscisses), pendant la période de ralentissement naturel et de freinage pneumatique depuis l'instant d'exécution de l'ordre «stop» jusqu'à l'arrêt complet du moteur, avec changement préalable des cames de commande de distribution pour renversement du sens de marche en vue du redémarrage consécutif en sens inverse, dans les trois cas respectivement ancien et nouveau précités;

la fig. 6b représente graphiquement la variation du couple de freinage (portée en ordonnées) produit, lors du freinage pneumatique par une seule rangée de cylindres à durée d'ouverture usuelle des soupapes de démarrage de celle-ci, en fonction du temps (porté en abscisses) dans les deux cas respectivement ancien et nouveau;

la fig. 6c représente l'évolution du couple de freinage (porté en ordonnées) produit par l'autre rangée de cylindres à durée d'ouverture des soupapes de démarrage raccourcie conformément à l'invention, en fonction du temps ;

la fig. 6d représente graphiquement l'évolution du couple de freinage résultant ou cumulé (portée en ordonnées), produit simultanément par les deux lignes de cylindres, en fonction du temps (porté en abscisses) dans les cas respectivement ancien et nouveau;

la fig. 7 représente une vue isolée de face, du côté de la glace de contact rotatif étanche, du disque tournant d'un distributeur unique d'air comprimé de démarrage et de freinage pneumatiques, destiné à alimenter les deux rangées de cylindres à la fois du moteur avec des durées d'ouverture des soupapes de démarrage respectivement égales à la valeur usuelle pour une rangée de cylindres, équivalente à un angle de rotation d'environ 74,2° de l'arbre à cames et à la valeur raccourcie pour l'autre rangée de cylindres, équivalant à un angle de rotation d'environ 19° de l'arbre à cames ;

la fig. 8 est une vue similaire de la face conjuguée à poli spécu-laire du corps fixe ou stator du distributeur précité dans le cas d'un moteur à douze cylindres en V disposés en deux rangées de six cylindres chacune et contre laquelle viendrait s'appliquer la glace représentée sur la figure précédente :

la fig. 9 est une vue schématique de dessus en plan d'un moteur à douze cylindres en V disposés en deux rangées de six cylindres chacune et équipés chacun d'une soupape individuelle de démarrage, cette figure montrant l'alimentation des soupapes de démarrage des deux lignes de cylindres respectivement par un distributeur unique dont les glaces respectives du rotor et du stator sont analogues à celles représentées respectivement sur les fig. 7 et 8, et la fig. 10 est une vue semblable à la précédente mais montrant une variante d'exécution selon laquelle toutes les soupapes de démarrage des deux rangées de cylindres sont alimentées par deux distributeurs d'air comprimé dont les durées d'ouverture de soupapes de démarrage sont respectivement normale pour la rangée de cylindres de gauche et raccourcie conformément à l'invention pour la rangée de cylindres de droite, la glace du rotor de chaque distributeur ne comportant alors qu'une seule lumière de passage d'air comprimé, de longueur adaptée à la durée d'ouverture associée.

En se référant aux dessins, la fig. 1 illustre l'effet, dans le cas du freinage pneumatique, d'une durée d'ouverture raccourcie, conformément à l'invention, d'une soupape de démarrage. La courbe continue en traits pleins montre l'évolution du mouvement de levée théorique ou idéale S de la soupape de démarrage dans l'hypothèse où il n'y a aucun retard de transmission des signaux pneumatiques respectivement d'ouverture et de fermeture émis par le distributeur d'air comprimé, entre ce dernier et la soupape

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de démarrage, c'est-à-dire dans le cas où ces signaux sont transmis instantanément, de sorte que la courbe en traits pleins correspond à la durée totale d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur. La courbe discontinue en traits interrompus représente l'évolution réelle du mouvement de levée de la soupape de démarrage, compte tenu du retard de transmission et au moins cette dernière courbe varie, d'une part, avec la durée d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur et, d'autre part,

avec la vitesse de rotation actuelle du moteur. L'exemple de réalisation représenté a été tracé pour une durée d'ouverture raccourcie au distributeur correspondant à un angle de rotation d'environ 60° de l'arbre coudé à manivelles AM et pour une vitesse instantanée de rotation du moteur par exemple de 24%

telle que l'instant réel de début de fermeture S'f de la soupape de démarrage coïncide sensiblement avec l'instant de passage du piston de cylindre associé par son point mort haut PMH. Sur les deux courbes, les paliers respectifs représentent la pleine ouverture de la soupape de démarrage et l'on constate que le retard à l'ouverture est relativement petit, par exemple de l'ordre de 8° entre la pleine ouverture théorique So (au distributeur) et la pleine ouverture réelle S'o à la soupape de démarrage tandis que le retard à la fermeture est relativement considérable, par exemple de l'ordre de 70° (ordre donné à 70° avant le point mort haut PMH) entre l'instant Sf de fermeture théorique au distributeur et l'instant S'f de fermeture réelle à la soupape de démarrage.

On a vu que, dans les distributeurs existants ou connus, la durée d'ouverture usuelle au distributeur correspondait à un angle de rotation d'environ 148,5° du vilebrequin pour un moteur d'au moins dix cylindres en V. Il est possible de réduire d'au moins 20° cette durée d'ouverture qui passerait ainsi de 148,5° à 128,5° sur une ligne de cylindres, par exemple sur la rangée de gauche de cylindres optimalisée pour le démarrage conformément à l'invention et d'utiliser, pour l'autre rangée ou rangée de droite de cylindres optimalisée pour le freinage conformément à l'invention, une durée d'ouverture courte malgré le fait que dans la rangée de gauche de cylindres, il y ait, à cause de la durée d'ouverture au distributeur de chaque soupape de démarrage, raccourcie à 128,53, un temps ou intervalle mort entre les périodes d'ouverture consécutives respectivement des soupapes de démarrage de deux cylindres de cette rangée successivement alimentés en air comprimé dans l'ordre de succession d'allumage, un tel intervalle mort séparant l'instant de fermeture de la soupape de démarrage d'un cylindre de l'instant d'ouverture de la soupape de démarrage du cylindre suivant à alimenter dans l'ordre de succession d'allumage. Cette possibilité s'explique par le fait que, malgré la durée courte de chaque période d'ouverture respectivement des soupapes de démarrage de la rangée de droite de cylindres, chaque période d'ouverture recouvre ou chevauche l'intervalle ou temps mort correspondant homologue de la rangée de gauche de cylindres, de sorte qu'il n'y a aucune interruption ou discontinuité dans le couple résultant de démarrage ou de freinage du moteur qui est ainsi produit de façon continue. Cette possibilité n'existe cependant qu'à la condition que la durée d'ouverture de chaque soupape de démarrage de la ligne de droite de cylindres optimalisée pour le freinage soit équivalente à un angle de rotation d'environ 60° du vilebrequin, ce qui n'est pas parfaitement optimal pour le freinage et aussi à condition que chaque cylindre de cette ligne de droite de cylindres soit pourvu d'une soupape de démarrage afin de profiter de la position relative, angulaire ou dans le temps, de la période d'ouverture de chaque soupape de démarrage de la ligne de droite de cylindres optimalisée pour le freinage, par rapport à la position angulaire de point mort haut du piston de cylindre associé, laquelle position relative est très avantageuse à cause de la circonstance favorable assurant une efficacité optimale pendant le démarrage ou le freinage pneumatique.

La fig. 2 représente la séquence des périodes d'ouverture des soupapes de démarrage sur les deux lignes de cylindres d'un moteur à dix cylindres en V répartis en deux rangées de cinq cylindres chacune, numérotés respectivement 1-2-3-4-5 dans leur ordre d'allumage pour la rangée par exemple de gauche G et 6-7-8-9-10 dans leur ordre d'allumage pour la rangée de droite D. Conformément à l'invention, la durée d'ouverture des soupapes de démarrage de la ligne de gauche G de cylindres 1-2-3-4-5 est optimalisée pour le démarrage tandis que la durée d'ouverture des soupapes de démarrage respectivement de la ligne D de droite de cylindres 6-7-8-9-10 est optimalisée pour le freinage.

Sur la fig. 2a, on a représenté, sur la première échelle horizontale de graduations du haut AC, les positions angulaires successives (exprimées en degrés sexagésimaux) des points morts respectivement hauts PMHi et bas PMBi de la course du piston du premier cylindre 1, portant le numéro 1, de la ligne G de cylindres de gauche, repérées respectivement par les positions angulaires correspondantes de l'arbre à cames tandis que, sur la deuxième échelle horizontale AM de graduations du haut sont repérées les positions angulaires successives (également exprimées en degrés sexagésimaux) des points morts respectivement hauts et bas de la course du même piston de cylindre, identifiées par les positions angulaires correspondantes de l'arbre coudé à manivelles doubles formant vilebrequin du moteur. Le moteur ayant un cycle de fonctionnement à quatre temps, chaque valeur angulaire, indiquée sur la première échelle de graduations AC correspondant à l'arbre à cames, est la moitié de la valeur angulaire correspondante indiquée sur la deuxième échelle de graduations AM correspondant au vilebrequin, de sorte que chaque valeur sur cette dernière est le double de la valeur homologue indiquée sur la première.

La fig. 2a correspond à l'opération de démarrage pneumatique. Comme cela est indiqué dans le dessin, la durée d'ouverture, au distributeur, c'est-à-dire la durée relative de passage d'air comprimé à travers le distributeur, pour chaque soupape de démarrage des cylindres 1 à 5 de la rangée de cylindres de gauche, est équivalente à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 128,5° à partir de la position angulaire de point mort haut de la course du piston de cylindre associé, soit à un angle de rotation de 128,50/2 = 64,2° de l'arbre à cames. Comme dans le corps fixe du distributeur, les orifices, alimentant respectivement les soupapes de démarrage des cinq cylindres d'une même rangée de cylindres, sont uniformément répartis circulairement avec des écartements angulaires égaux de 360°/5 = 72°, l'intervalle de temps mort, séparant l'instant de fin de cette période de passage d'air comprimé de l'instant de début de la période immédiatement consécutive pour le cylindre suivant dans l'ordre normal de succession d'allumage, est équivalent à un angle de rotation de l'arbre à cames AC d'environ 72°—64,2° = 7,8° donc de: 7,8° x 2= 15,6° du vilebrequin. Sur la fig. 2a, les points morts hauts respectifs pour chaque cylindre de la ligne de gauche de cylindres ont été désignés •par les lettres de référence PMH affectées d'un indice numérique correspondant au numéro du cylindre correspondant.

Pour la ligne de cylindres 6 à 10 de droite D, les positions relatives, dans le temps, des périodes d'ouverture ou de passage d'air comprimé, au distributeur, pour les soupapes de démarrage correspondantes, sont décalées d'un certain angle constant vers la gauche dans le dessin, de sorte que chacune de ces périodes (par exemple la période pour la soupape de démarrage du cylindre 7) recouvre ou chevauche l'intervalle de temps mort précité homologue entre deux périodes correspondantes pour deux cylindres 1 et 2 successivement alimentés de l'autre rangée de cylindres G ou rangée de gauche. La durée précitée, pour chaque soupape de démarrage de la rangée de cylindres de droite, équivaut à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 60° commençant à environ 5° après la position angulaire de point mort haut du piston de cylindre correspondant en s'étendant ainsi de + 5° à + 65° et cette durée correspond donc à angle de rotation d'arbre à cames de 60°/2=30°. L'intervalle de temps mort, séparant chaque instant de fin d'une période de l'instant de début de la période immédiatement consécutive, équivaut ainsi à un angle de rotation de 72°—30°=42°d'arbre à cames, donc de 42° x 2=84° de vilebre-

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quin. On constate ainsi que la position relative, angulaire ou dans le temps, de chaque période de passage d'air comprimé au distributeur pour les cylindres 6 à 10 de la rangée D de droite de cylindres, est très efficace ou favorable pour le démarrage car l'instant de début de chaque période se situe peu après le point mort haut du piston de cylindre associé.

La fig. 2b est relative à l'opération de renversement du sens de marche du moteur par freinage pneumatique préalable jusqu'à l'arrêt suivi du redémarrage en sens inverse. Pour une telle opération, il est nécessaire tout d'abord de procéder à un changement de cames de commande principale de distribution (soupapes d'admission et d'échappement) au moyen d'un mouvement de translation axiale ou longitudinale de chaque arbre à cames (comportant des cames de marche avant et des cames de marche arrière) dans le sens convenable pour passer par exemple des cames de marche avant aux cames de marche arrière afin de rendre les premières inactives et de mettre les secondes en service. Dans le cas d'un distributeur d'air comprimé de pilotage, pourvu d'une seule arrivée d'air, il est également nécessaire de faire tourner préalablement le disque de chaque distributeur d'air comprimé d'un angle convenable pour amener sa lumière arquée de passage d'air comprimé (ou d'alimentation des soupapes de démarrage) dans la position angulaire relative appropriée pour être en regard du conduit d'alimentation d'un cylindre dont le piston se trouve au voisinage de son point mort haut, avec une orientation angulaire telle de sa manivelle associée sur l'arbre-vilebrequin, qu'il est prêt à commencer une course motrice descendante dans le sens de marche inverse ou arrière. Dans les systèmes connus, cette rotation préalable du disque de distributeur est commandée généralement au moyen d'un arbre cannelé à cannelures hélicoïdales formant une sorte de vis engagée dans un écrou solidaire de l'arbre à cames entraînant le disque, cet arbre cannelé étant déplacé axialement dans sa direction longitudinale par l'arbre à cames lors du déplacement axial précité de ce dernier. Grâce aux cannelures hélicoïdales, ce déplacement axial de l'arbre cannelé provoque la rotation de celui-ci et par suite celle du disque distributeur de la quantité angulaire et dans le sens, de rotation désiré. Les opérations inverses sont exécutées lorsqu'on désire repasser de la marche arrière à la marche avant. Dans le cas actuel, on supposera que le disque distributeur rotatif subit un décalage angulaire d'environ 128,5° lors du changement de cames en particulier par modification de la position relative de l'arbre à cames associé en cas d'inversion du sens de marche. Il en résulte que, dans le cas du freinage pneumatique dont le sens de lecture est de gauche à droite sur la fig. 2b, l'instant de début de chaque période (de 128,5° d'angle de rotation de vilebrequin) de commande d'ouverture, au distributeur, des soupapes de démarrage de la rangée de cylindres 1 à 5 de gauche, se situera à:

0° —128,5°= —128,5°,c'est-à-dire à 128,5° avant le point mort haut du piston de cylindre associé tandis que l'instant de terminaison de cette période coïncide avec la position angulaire dudit point mort haut. Dans la rangée de cylindres 6 à 10 de droite, l'instant de commencement de chaque période précitée se situe à: + 5° —128,5° = —123,5° d'angle de rotation de vilebrequin et son instant de terminaison se situe à: +65° —128,5°= —63,5° d'angle de rotation de vilebrequin, de sorte que chaque période précitée commence à 123,5° et se termine à 63,5° avant la position angulaire de point mort haut du piston de cylindre associé. Le fait que chaque période précitée commence très tôt ou très en avant du point mort haut correspondant est très favorable car il permet un freinage pneumatique efficace du moteur. Dès que le moteur a été ainsi arrêté, il repart en sens inverse selon le même schéma de la fig. 2b qui doit alors être lu dans le sens contraire du précédent, c'est-à-dire de la droite vers la gauche.

La fig. 3 est semblable à la fig. 2 mais représentant l'application à un moteur à douze cylindres en V numérotés respectivement de 1 à 6 pour la rangée de cylindres G de gauche optimalisée pour le démarrage et de 7 à 12 pour la rangée de cylindres de droite D optimalisée pour le freinage. Comme dans le cas précédent du moteur à dix cylindres, tous les cylindres du moteur à douze cylindres sont respectivement pourvus de soupapes de démarrage. Le fait que, dans le moteur à dix ou à douze cylindres en V, les deux rangées de cylindres soient pourvues de soupapes de démarrage respectivement sur chaque cylindre, s'explique par la nécessité d'éviter toute interruption entre les périodes successives d'alimentation en air comprimé des divers cylindres d'une même rangée dans leur ordre normal de succession d'allumages ou bien, dans le cas où de tels intervalles de temps mort n'existeraient pas, d'éviter cependant un recouvrement insuffisant ou trop court (pour un fonctionnement correct) des périodes d'alimentation successives au distributeur.

Comme dans l'exemple de la figure précédente, les fig. 3a et 3b concernent respectivement l'opération de démarrage pneumatique et l'opération de renversement du sens de marche avec freinage pneumatique préalable et les longueurs et positions relatives des périodes d'ouverture au distributeur, respectivement pour la ligne de cylindres de gauche et pour la ligne de cylindres de droite, sont respectivement égales aux valeurs indiquées sur la fig. 2. Ainsi pour la rangée de cylindres 1 à 6 de-gauche G, chaque période de passage d'air comprimé au distributeur a une durée correspondant à une longueur angulaire de 128,5° à partir de la position angulaire de point mort haut du piston de cylindre associé en s'étendant après ce point mort haut pour le démarrage et avant celui-ci pour le freinage. Pour la ligne de cylindres 7 à 12 de droite D, chaque période d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur a une durée équivalente à une longueur angulaire de 60° s'étendant de + 5° à + 65° après le point mort haut associé pour le démarrage et de —123,5° à —63,5° avant le point mort haut associé pour le freinage et le redémarrage en sens inverse. On constate que les périodes d'ouverture précitées successives, pour la rangée de cylindres 1 à 6 de gauche, se recouvrent ou se chevauchent mutuellement d'une quantité angulaire fixe. Comme les orifices d'alimentation des soupapes de démarrage respectives des six cylindres d'une même rangée de cylindres sont uniformément répartis circulairement suivant des écarts angulaires de 360°/6=60° dans le corps fixe du distributeur, chaque recouvrement précité est égal à 60°—64,2° = —4,2° d'angle de rotation d'arbre à cames, soit —4,2° x 2 = —8,4° d'angle de rotation de vilebrequin. Pour les cylindres 7 à 12 de la rangée de cylindres de droite, il existe un intervalle de temps mort constant entre les périodes successives précitées dont la longueur angulaire est égale à: 60°—30° = 30° d'angle de rotation d'arbre à cames,

soit 30° x 2 = 60° d'angle de rotation de vilebrequin (puisqu'une période de 60° d'angle de rotation de vilebrequin correspond à un angle de rotation de 30° d'arbre à cames).

Pour l'exemple selon la fig. 3, on a évidemment supposé aussi que, pour le renversement du sens de marche, le disque rotatif du distributeur subissait un décalage angulaire d'environ 128,5° lors du changement de cames en particulier par modification de la position relative de l'arbre à cames associé dans le sens approprié. En raison du recouvrement mutuel des périodes d'alimentation successives existant pour la rangée de cylindres 1 à 6 de gauche, il est possible de réduire encore davantage les périodes d'alimentation raccourcies correspondantes pour la rangée de cylindres 7 à 12 de droite en choisissant, pour celle-ci, une valeur de 40° d'angle de rotation de vilebrequin (au lieu de 60° = 65° —5° pour l'exemple de la fig. 3). Dans ce cas, chaque période raccourcie de la rangée de cylindres de droite s'étendrait par exemple de +25° à + 65° après la position angulaire de point mort haut associé en démarrage et de —103,5° à —63,5° avant ladite position angulaire de point mort haut pour le renversement du sens de marche avec freinage pneumatique préalable.

Si, au lieu d'utiliser une période d'ouverture, au distributeur, réduite à 128,5° comme dans le cas des fig. 2 et 3, on désire conserver une période d'ouverture normale équivalent à un angle de rotation de 148,5° de vilebrequin sur la rangée de cylindres de

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gauche (laquelle période commencerait ainsi par exemple à environ 10° d'angle de rotation de vilebrequin avant la position angulaire du point mort haut associé), au démarrage, la valeur raccourcie de la période d'ouverture, au distributeur, pour la rangée D de cylindres de droite est déterminée uniquement par des exigences de construction et sa valeur minimale équivaut alors à un angle de rotation d'environ 40° du vilebrequin. Dans ce cas, pour un moteur à dix ou à douze cylindres en V, chaque période d'ouverture au distributeur s'étendrait de —10° (avant le point mort haut) à +138,5° (après le point mort haut) pour la ligne de cylindres de gauche G et de +15° à +55° (après le point mort haut) pour la ligne de cylindres de droite dans le cas du démarrage tandis que, pour le renversement du sens de marche avec freinage pneumatique préalable, les valeurs correspondantes seraient respectivement de —10° —128,5°= —138,5° (avant le point mort haut) à +138,5°—128,5° = +10° (après le point mort haut) pour la rangée de cylindres de gauche et de + 15° —128,5° = —113,5°à +55° —128,5°= —73,5° (avant le point mort haut) en supposant toujours un décalage angulaire du disque rotatif de distributeur égal à 128,5° pour le renversement du sens de marche.

Dans le cas du moteur à douze cylindres, chaque période d'ouverture raccourcie à 40°, au distributeur, pour la rangée de cylindres de droite, pourrait s'étendre aussi de +5° à +45° (après le point mort haut) au démarrage et de —123,5° à —83,5° (avant le point mort haut) au freinage.

Dans le cas des exemples précités pour les moteurs à dix ou à douze cylindres en V conformes à l'invention, les travaux expérimentaux et essais ont démontré que la consommation d'air comprimé n'était pas plus grande que dans le cas où les périodes d'ouverture, au distributeur, pour les soupapes de démarrage des deux rangées de cylindres étaient de valeurs usuelles et égales.

Dans le cas d'un moteur à quatorze, à seize ou à dix-huit cylindres en V, seule rangée de cylindres, à savoir la rangée de cylindres de gauche par exemple, suffit pour assurer le démarrage pneumatique du moteur, de sorte que, pour l'autre rangée de cylindres ou rangée de droite qui est optimalisée pour le freinage pneumatique, les cylindres les plus éloignés du distributeur d'air comprimé associé sont éventuellement dépourvus de soupapes de démarrage (en raison de leur tuyauterie d'alimentation trop longue qui est défavorable pour le freinage par accroissement du retard à la fermeture). En outre, la durée d'ouverture raccourcie au distributeur pour les soupapes de démarrage de cette rangée de droite de cylindres optimalisée pour le freinage peut être réduite à une valeur correspondant à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 40° car cela procure encore un recouvrement ou chevauchement mutuel suffisant entre les périodes d'ouverture respectivement des deux rangées de cylindres.

La fig. 4 illustre l'avantage procuré par l'invention en traduisant le progrès obtenu notamment dans le cas du freinage pneumatique du moteur à partir d'une vitesse de rotation d'environ 400 t/mn de celui-ci jusqu'à son arrêt complet en montrant la variation du couple de freinage Cf en fonction de la vitesse N de rotation actuelle ou instantanée du moteur. La courbe continue A en traits pleins concerne le freinage pneumatique du moteur par une seule rangée de cylindres, par exemple par la ligne de cylindres de gauche, alimentée en air comprimé au moyen d'un distributeur rotatif assurant une durée normale d'alimentation ou de passage d'air comprimé au distributeur équivalent à un angle de rotation par exemple d'environ 148,5° du vilebrequin de moteur. Au moment de l'arrêt d'injection de combustible dans le moteur, celui-ci tourne à son régime normal, soit par exemple à une vitesse angulaire de rotation d'environ 500 t/mn et, à partir de l'instant d'ouverture de la soupape principale de lancement, c'est-à-dire du commencement de la période de freinage pneumatique par l'air comprimé principal de démarrage, le moteur subit un couple de freinage qui décroît de façon continue avec le ralentissement progressif concomitant du moteur (au fur et à mesure que sa vitesse de rotation diminue) jusqu'à s'annuler pour une vitesse de rotation N2 (inférieure à la vitesse de rotation normale de service) et éventuellement s'inverser en devenant négatif (c'est-à-dire en produisant un travail d'accélération du moteur selon la zone délimitée entre la courbe A et l'axe des abscisses et située en dessous de celui-ci). Ainsi en s'inversant, le couple de freinage devient,un couple accélérateur susceptible éventuellement de relancer le moteur dans le même sens de rotation. Ce phénomène peut encore être renforcé lorsque le moteur possède beaucoup de cylindres donc de longues conduites, tuyauteries ou canalisations reliant le distributeur d'air comprimé aux diverses soupapes individuelles de démarrage sur cylindres, en raison du retard ainsi produit dans l'alimentation de ces soupapes de démarrage en air comprimé qui peut être tel que le moteur, au lieu d'être freiné,

soit au contraire entraîné par l'air comprimé principal de lancement dans le même sens de rotation qu'auparavant. Si un tel redémarrage dans le sens initial n'a pas lieu, le moteur continue à ralentir et le couple de freinage négatif ou accélérateur, après avoir augmenté (en valeur absolue) jusqu'à une valeur maximale (minimum algébrique de la courbe), décroît jusqu'à s'annuler -pour une vitesse de rotation Ni (inférieure à la vitesse de rotation N2) et s'inverser en redevenant positif et en recommençant à augmenter (avec freinage croissant du moteur).

La courbe B du graphique de la fig. 4 concerne le freinage pneumatique produit par une seule rangée de cylindres par exemple par la ligne de cylindres de droite, alimentée en air comprimé par un distributeur rotatif dont la durée d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur est courte ou raccourcie conformément à l'invention en correspondant par exemple à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 40° ou 60°. On constate que le couple produit est toujours freinant ou positif et qu'au début de la période de freinage (à une vitesse de rotation d'environ 400 t/mn du moteur), le couple de freinage obtenu est supérieur à celui obtenu avec une durée normale ou usuelle d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur selon la courbe A. Au fur et à mesure du ralentissement du moteur, ce couple de freinage (selon la courbe B) diminue avec la vitesse de rotation du moteur d'une façon continue et régulière selon une courbe décroissante de façon monotone.

La courbe discontinue C en traits interrompus représente l'effet cumulé, c'est-à-dire le couple de freinage résultant ou additif produit par la somme des couples séparés respectivement réalisés par les deux rangées de cylindres à la fois selon les courbes A et B. Ce couple résultant est toujours positif donc freinant et est supérieur, pendant la majeure partie de la période de freinage, à chacun des couples séparés précités considérés isolément.

La fig. 5a représente graphiquement la variation de la pression P dans la chambre de travail à volume variable d'un cylindre du moteur en fonction de la position angulaire actuelle de rotation du vilebrequin sensiblement entre deux points morts bas PMB successifs de la course du piston, notamment pendant deux temps successifs respectivement de compression (course ascendante) et de détente (course descendante) du cycle de fonctionnement. L'origine des abscisses (correspondant à la valeur nulle de l'angle de rotation de vilebrequin) a été choisie arbitrairement comme coïncidant sensiblement avec l'instant de début de la période d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur alimentant la soupape individuelle de démarrage pneumatique dudit cylindre. Pendant au moins la majeure partie de la période considérée et représentée du cycle de fonctionnement, toutes les soupapes de distribution (respectivement d'admission et d'échappement) sont fermées.

La courbe continue ai en traits pleins correspond au cas où la soupape de démarrage reste constamment fermée pendant la période considérée et représentée du cycle de fonctionnement (donc sans injection de combustible ni admission d'air comprimé). Cette courbe présente une allure sensiblement en forme de cloche dont le point culminant se situe sensiblement au point mort haut

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de la course de piston, de sorte que, pendant la période considérée, la pression dans le cylindre croît jusqu'à une valeur maximale atteinte à ce point mort haut puis décroît.

La droite horizontale en traits interrompus d'ordonnée Pa correspond à la pression d'air principal de lancement normalement disponible qui peut varier entre une valeur maximale d'environ 30 bars et une valeur minimale d'environ 8 bars par exemple.

La courbe discontinue a2 en traits mixtes concerne le cas où la soupape de démarrage s'ouvre dès le début de la période considérée précitée (c'est-à-dire au moins depuis l'origine des abscisses ou la valeur 0° de la position angulaire du vilebrequin) et se ferme au point Fi d'intersection de la droite horizontale Pa avec la courbe a2- On constate ainsi qu'au début, la pression, dans le cylindre (sans injection de combustible) est supérieur à celle correspondant au cas précédent (courbe ai) mais inférieure à la pression d'air comprimé de lancement disponible Pa> de sorte que l'air comprimé pénètre dans le cylindre pendant la course ascendante du piston en commençant le freinage pneumatique de celui-ci. La pression augmente ensuite dans le cylindre pendant la course de compression montante du piston et la soupape de démarrage se ferme lorsque la pression dans le cylindre atteint la pression Pa d'air comprimé de lancement disponible. Après cette fermeture, la pression continue à augmenter dans le cylindre pour atteindre une valeur maximale par exemple d'environ 100 bars au point mort haut de la course du piston puis commence à diminuer. En supposant que la durée d'ouverture précitée au distributeur est de valeur réduite conformément à l'invention et que la soupape de démarrage se ferme à une vitesse de rotation relativement basse du moteur (c'est-à-dire peu avant l'arrêt de celui-ci pour réduire au maximum le retard à la fermeture), il y a toujours au moins un cylindre du moteur dont le piston, à l'arrêt du moteur, est situé près de son point mort haut et avant ce dernier en produisant une compression d'air relativement élevée. Cette circonstance favorise le redémarrage du moteur en sens inverse par détente de cet air comprimé à haute pression (d'environ 100 bars par exemple). Il est à noter que le travail effectué est équivalent à l'aire de la surface délimitée entre la courbe et l'axe des abscisses : la portion de cette aire, située à la gauche de la verticale du point mort haut PMH, correspond à un travail de freinage tandis que la partie de cette aire, située à la droite de cette verticale PMH, correspond à un travail accélérateur. Le travail résultant, pendant cette période, est égal à la somme algébrique de ces deux portions de surface placées respectivement de part et d'autre de la verticale du point mort haut PMH. Ce travail résultant peut être accélérateur notamment si le freinage pneumatique commence un peu tardivement ou si la soupape de démarrage se ferme un peu trop tôt mais cela n'est pas grave car le freinage pneumatique est alors produit par l'autre rangée de cylindres et, à faible vitesse, c'est en outre favorable pour le redémarrage du moteur en sens inverse comme cela vient d'être mentionné. Il est à noter que la pression d'air comprimé disponible est généralement inférieure à la pression maximale de compression produite par le piston en fonctionnement normal.

La courbe discontinue slt, en traits interrompus correspond au cas où la soupape de démarrage se ferme au point F2 où la pression, dans le cylindre, repasse par la valeur Pa de la pression d'air comprimé principale de lancement disponible pendant la course descendante du piston. On constate alors que, dès que la pression de compression dans le cylindre, pendant la course ascendante du piston, est devenue supérieure à la pression Pa d'air comprimé principale de lancement disponible, le sens d'écoulement d'air comprimé est inversé, de sorte que le piston refoule l'air comprimé dans la conduite d'amenée d'air comprimé à travers la soupape de démarrage ouverte. Il en résulte que la pression instantanée ou actuelle, atteinte à chaque moment sur la courbe ai pendant la course ascendante du piston, est inférieure à la pression correspondante sur la courbe a2 à cause de cette inversion du sens du courant d'air comprimé et la valeur maximale de la pression est atteinte un peu avant la position de point mort haut PMH du piston et est inférieure à la valeur maximale correspondante de la courbe de compression théorique ai, de sorte que la courbe coupe la courbe a2 et la branche descendante ou de droite de la courbe a3 est ainsi inférieure à la branche correspondante de la courbe ai. Ainsi, tant que la pression dans le cylindre reste supérieure à la pression d'air comprimé disponible Pa (portion de courbe a3 située au-dessus de la droite horizontale d'ordonnée Pa), il existe un effet opérant de freinage pneumatique et le point F2 d'intersection de la courbe a3 avec l'horizontale d'ordonnée Pa représente l'instant ultime auquel la soupape de démarrage doit se fermer pour éviter que l'air comprimé ne commence à entrer de nouveau dans le cylindre pendant la course descendante du piston (dès que la pression dans le cylindre est devenue inférieure à la pression d'air comprimé disponible Pa) et n'accélère ainsi le moteur au lieu de le freiner. En cas de fermeture plus tardive de la soupape de démarrage, c'est-à-dire au-delà du point F2 ou plus bas que la droite horizontale d'ordonnée Pa, la branche de courbe correspondante sera dilatée ou décalée vers la droite à l'extérieur de la courbe a3 en augmentant ainsi la portion de surface délimitée entre la courbe et l'axe des abscisses et située à droite de la verticale du point mort haut PMH, ce qui explique l'effet accélérateur résultant du travail ainsi produit. Si, par contre, la soupape de démarrage se ferme avant le point F2 sur la partie de la courbe située au-dessus de l'horizontale d'ordonnée Pa, c'est-à-dire pour une pression supérieure à la pression d'air comprimé de lancement disponible, la branche de courbe, située après le point de fermeture, sera dilatée ou décalée vers la droite et vers le haut pour être extérieure à la partie correspondante de la courbe a3 en augmentant ainsi, d'une part, la valeur de la pression maximale atteinte dans le cylindre et, d'autre part, la portion d'aire de surface de travail située à la droite de la verticale de point mort PMH d'où accroissement correspondant du travail accélérateur et réduction concomitante de l'effet freinant. L'instant optimal de fermeture de la soupape de démarrage correspond donc au point F2, ce qui produit également la valeur maximale du couple de freinage comme cela sera démontré plus loin.

Dans l'exposé précédent ainsi que pour l'exposé suivant, en admettant que le moteur tourne dans le sens de marche avant, on a supposé qu'avant le début du freinage pneumatique, on a commandé le renversement du sens de marche du moteur pendant que celui-ci tourne dans le sens de marche avant en décalant simultanément les deux arbres à cames respectivement des deux rangées de cylindres pour passer des cames de marche avant aux cames de marche arrière, ce mouvement de translation axiale ayant fait aussi tourner simultanément le disque du distributeur rotatif d'air comprimé d'un angle convenable (par exemple de 128,5° grâce à une liaison d'accouplement appropriée par vis et écrou entre le disque et son arbre de commande).

La fig. 5b représente les positions angulaires respectives d'ouverture et de fermeture de passage d'air comprimé respectivement au distributeur et à la soupape de démarrage (rapportées aux angles de rotation correspondants du vilebrequin de moteur) en fonction de la vitesse relative N actuelle de rotation du moteur (rapportée à sa valeur de pleine vitesse) et montre l'influence des retards respectivement d'ouverture et de fermeture de la soupape de démarrage, due à des phénomènes dynamiques. Pour fixer les idées, on supposera ici, à titre indicatif, que, pour l'une des deux rangées de cylindres du moteur, par exemple pour la rangée de gauche optimalisée pour le démarrage, la durée d'ouverture ou de passage d'air comprimé au distributeur équivaut à un angle de rotation d'environ 148,5° du vilebrequin de moteur tandis que, pour l'autre rangée de cylindres, à savoir la rangée de droite optimalisée pour le freinage, cette durée correspond à un angle de rotation d'environ 60° du vilebrequin de moteur. Les instants d'ouverture au distributeur sont alors portés par une droite verticale qui, dans l'exemple représenté, coïncide ou se confond

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avec l'axe des ordonnées ON. Les instants d'ouverture retardée ou réelle de la soupape de démarrage se situent sur une droite inclinée bi. Les instants de fermeture au distributeur à période d'ouverture courte, pour la rangée de cylindres de droite optimalisée pour le freinage, se situent sur la droite verticale b2 d'abscisse 60° tandis que les instants de fermeture au distributeur, à période d'ouverture normale pour la rangée de cylindres de gauche optimalisée pour le démarrage, se situent sur la droite verticale b3 d'abscisse 148,5°. Les instants de fermeture réelle des soupapes de démarrage, à durée d'ouverture courte de 60° au distributeur pour la rangée de cylindres de droite, se situent sur la droite oblique b4 tandis que les instants de fermeture réelle des soupapes de démarrage, à période d'ouverture normale ou usuelle de 148,5° au distributeur, se situent sur la droite inclinée bs sensiblement parallèle à la droite b4. Il est à noter qu'en réalité à chaque cylindre correspondent deux droites bi et 04 propres d'inclinaison différente (d'un cylindre à l'autre) laquelle dépend de la longueur de tuyauterie d'air associée au cylindre considéré, c'est-à-dire de la position plus ou moins éloignée du cylindre, de sorte que les droites bi et b4 de la fig. 5b représentent des valeurs moyennes pour chaque rangée de cylindres.

La fig. 5c représente le couple de freinage moyen produit par chaque rangée de cylindres en fonction de la position angulaire de l'instant de fermeture réelle des soupapes de démarrage (rapportée à l'angle de rotation de vilebrequin). Les trois figures superposées 5a, 5b et 5c sont en correspondance mutuelle par leurs abscisses définies par les mêmes lignes rectilignes de rappel verticales. Sur la fig. 5c a été tracée la droite horizontale d'ordonnée C0 représentant la valeur minimale efficace du couple de freinage, en dessous de laquelle celui-ci devient pratiquement inopérant. L'aire de la surface, délimitée entre la courbe et l'axe des abscisses, est positive et correspond à un couple freinant lorsqu'elle est située au-dessus de l'axe des abscisses et elle est négative et correspond à un couple accélérateur lorsqu'elle est située en dessous de l'axe des abscisses. On constate que le couple de freinage de chaque rangée de cylindres passe par une valeur maximale Cm lorsque chaque soupape de démarrage de la rangée considérée se ferme à un instant correspondant au point F2 défini plus haut sur la fig. 5a, lequel point se situe au-delà ou à droite du point mort haut PMH de la course du piston associé. La courbe de la fig. 5c indique ainsi le couple de freinage obtenu par une rangée de cylindres pour chaque position angulaire de fermeture des soupapes de démarrage de cette rangée.

On peut ainsi définir les divers domaines suivants :

1. Le domaine Di situé à gauche ou avant la verticale Q du point d'intersection de la courbe avec l'horizontale de couple de freinage minimal C, laquelle verticale Ci est située à gauche ou en avant du point mort haut PMH : ce domaine n'est pas favorable pour le freinage parce que le couple de freinage y est insuffisant et parce qu'il règne une pression élevée dans chaque cylindre. Ce domaine correspond donc à un instant de fermeture de soupape de démarrage se situant avant ou à gauche de la verticale Ci.

2. Le domaine D2, défini entre les deux verticales Ci et C2 respectivement des deux points d'intersection successifs de la courbe avec l'horizontale de couple de freinage minimal Co- Ce domaine s'étend donc d'une position à gauche ou avant le point mort haut PMH jusqu'à une position située à droite ou après ce point mort haut et la valeur du couple de freinage y est au moins égale ou supérieure au couple de freinage minimal Co- ce domaine D2 est donc particulièrement favorable pour le freinage.

3. Le domaine D3 s'étendant entre les verticales C3 et C4 respectivement des deux points d'intersection successifs de la courbe avec l'axe des abscisses, c'est-à-dire entre les points d'annulation et d'inversion de sens du couple situés respectivement avant ou à gauche et après ou à droite de la verticale du point mort bas PMB. La portion de courbe, définie par ce domaine, est située en dessous de l'axe des abscisses donc du côté des ordonnées négatives, de sorte qu'elle représente un couple accélérateur. Par conséquent, ce domaine D3 est défavorable pour le freinage.

4. Le domaine D4 s'étendant à partir et au-delà de la verticale C4 et où la courbe est de nouveau située au-dessus de l'axe des abscisses, c'est-à-dire du côté des ordonnées positives en représentant ainsi un couple freinant. Cependant, comme, conformément à la fig. 5c, ce domaine D4 se situe pendant une période durant laquelle les soupapes d'admission (et non d'échappement à cause du changement de cames) sont ouvertes, un freinage pneumatique, effectué dans ce domaine D4, aura pour inconvénient une consommation relativement importante d'air comprimé par perte ou fuite à travers les soupapes d'admission ouvertes, ce qui explique d'ailleurs aussi la valeur relativement faible du couple de freinage obtenu qui atteint à peine ou dépasse éventuellement de peu le couple de freinage minimal admissible Co.

En se reportant de nouveau à la fig. 5b, on constate que, dans l'exemple d'exécution choisi et représenté, le domaine D2 favorable pour le freinage pneumatique s'étend, d'une part, d'une vitesse relative d'environ 52% à une vitesse relative d'environ 16% du moteur sur la droite b4 pour la rangée de cylindres de droite à courte durée d'ouverture (60°) de passage d'air comprimé au distributeur et, d'autre part, d'une vitesse relative d'environ 24% jusqu'à l'arrêt complet du moteur sur la droite oblique bs pour la rangée de cylindres de gauche à durée normale ou usuelle d'ouverture (148,5°) de passage d'air comprimé au distributeur, ces deux domaines étant indiqués, pour chaque rangée de cylindres, par un segment de droite gras ou épais. Le couple maximal, pour la rangée de cylindres de droite à durée d'ouverture courte, correspond alors (au point F'2 de la droite b4) à une vitesse relative de rotation d'environ 40% du moteur tandis que, pour la rangée de cylindres de gauche à durée d'ouverture normale, il correspond (au point F"2 de la droite bs) à une vitesse de rotation relative d'environ 12% du moteur, le point F2 de la fig. 5a, les points F'2 et F'2 de la fig. 5b et le point Cm de la fig. 5c étant alignés sur une même droite verticale.

Par contre, le domaine D3 défavorable pour le freinage s'étend respectivement, d'une part, depuis une vitesse relative de rotation d'environ 97% jusqu'à une vitesse relative de rotation d'environ 58% du moteur pour la rangée de cylindres de droite à durée d'ouverture courte (sur la droite b4) et, d'autre part, depuis une vitesse de rotation relative d'environ 68% jusqu'à une vitesse de rotation relative d'environ 31% du moteur sur la rangée de cylindres de gauche à durée d'ouverture normale au distributeur.

Le fonctionnement, selon le procédé conforme à l'invention, a donc lieu de la façon suivante pour réaliser un renversement du sens de marche du moteur en supposant que le moteur tourne dans le sens de marche avant:

On commande l'arrêt d'injection de combustible ainsi que le décalage simultané des deux arbres à cames pour passer des cames de marche avant aux cames de marche arrière avec rotation limitée concomitante du disque du distributeur rotatif puis on attend que le moteur ait ralenti de façon naturelle jusqu'à une vitesse égale à environ 52% de sa pleine valeur. On ouvre alors la soupape principale de lancement afin d'alimenter le ou chaque distributeur rotatif d'air comprimé alimentant respectivement les deux rangées de cylindres qui reçoivent donc en même temps de l'air comprimé de freinage. Le freinage pneumatique, au moyen de la ligne de cylindres de droite optimalisée pour le freinage (droite b4) a ainsi lieu dans le domaine utile de freinage D2 en produisant un couple de freinage positif efficace jusqu'à ce que le moteur ait ralenti à une vitesse d'environ 16% ; en même temps, la rangée de cylindres de gauche (droite bs) produit un couple négatif ou accélérateur (qui vient donc en déduction du couple freinant produit par la rangée de cylindres de droite) dans le domaine de freinage défavorable D3 jusqu'à ce que la vitesse de rotation du moteur se soit abaissée à environ 31 % auquel point le sens du couple s'inverse pour devenir freinant et optimal (dans le domaine D2) à partir d'une vitesse de rotation de 24% du moteur

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jusqu'à l'arrêt total de celui-ci. Dans ce domaine utile D2, les couples freinants respectifs des deux lignes de cylindres s'ajoutent pour donner le couple total ou résultant. Dès que le moteur s'est arrêté, il repart en sens inverse, c'est-à-dire en marche arrière et ce redémarrage pneumatique en sens opposé est effectué principalement par la ligne de cylindres de gauche optimalisée pour le démarrage mais avec l'assistance simultanée de la ligne de cylindres de droite optimalisée pour le freinage qui contribue aussi sensiblement à ce redémarrage, comme cela a été démontré précédemment (puisque l'admission d'air de démarrage a lieu tout de suite après le point mort haut de la course des pistons).

Les fig. 6a à 6d montrent l'avantage obtenu par le procédé conforme à l'invention. La fig. 6a compare deux cas usuels antérieurement connus de freinage pneumatique respectivement avec l'invention en montrant l'évolution de la vitesse relative N de rotation du moteur (rapportée à sa vitesse normale ou de service) en fonction du temps, l'origine des temps sur l'axe des abscisses coïncidant avec l'instant où l'ordre «stop» (c'est-à-dire d'interruption de l'injection) est donné.

La courbe Ai concerne le cas du freinage pneumatique par une seule ligne de cylindres pourvue de soupapes de démarrage à durée d'ouverture normale ou usuelle au distributeur équivalent par exemple à un angle de rotation d'environ 148,5° du vilebrequin, l'autre ligne de cylindres étant dépourvue de soupapes de démarrage. Pour fixer l'échelle des temps sur l'axe des abscisses, on admettra traditionnellement comme unité de temps, la durée totale du ralentissement du moteur depuis l'instant de l'ordre «stop» jusqu'à son arrêt complet (laquelle durée équivaudra donc à un temps de 100%). La fig. 6b représente, par la courbe en traits mixtes Bi, la variation correspondante du couple de freinage et comporte le tracé de la droite horizontale d'ordonnée Co du couple de freinage minimal admissible. La fig. 6b montre que l'ordre du changement des cames de distribution pour le renversement du sens de marche est donné en même temps que l'ordre «stop» et son exécution prend un temps par exemple d'environ 4% représenté sur la figure par la zone hachurée R. Pendant la durée de ce changement de cames de commande de distribution, le moteur a ralenti naturellement jusqu'à une vitesse par exemple d'environ 68%. Si l'on commençait à envoyer de l'air comprimé dans la ligne de cylindres freinante précitée à partir de cette vitesse, c'est-à-dire à partir de l'instant où s'est achevé le changement des cames de commande de distribution, le couple obtenu serait d'abord négatif donc tendrait à accélérer le moteur jusqu'à ce que sa vitesse ait diminué jusqu'à environ 32%, puis il s'annulerait et changerait de sens pour devenir positif donc freinant mais en restant inférieur au couple de freinage minimal nécessaire Co jusqu'à ce qu'il atteigne cette valeur au bout d'un temps d'environ 72% au point d'intersection de la courbe Bi avec l'horizontale C0. Ce point d'intersection correspond à une vitesse de rotation d'environ 24% du moteur, de sorte que le freinage pneumatique ne doit commencer effectivement qu'à partir de cette vitesse, soit à partir et à droite de la verticale Vi de ce point d'intersection. Le couple de freinage augmente ensuite pour passer par une valeur maximale correspondant à une vitesse de rotation d'environ 12% du moteur (au bout d'un temps d'environ 16% après le commencement du freinage pneumatique) pour décroître ensuite jusqu'à l'arrêt complet du moteur (qui a lieu au bout d'un temps d'environ 28% après le début du freinage pneumatique), le couple de freinage étant alors égal, à cet instant, environ au double du couple minimal requis Co avant de s'annuler brusquement.

En considérant, sur la fig. 6a, la portion de la courbe Ai précédant le début du freinage pneumatique, c'est-à-dire située à gauche de la verticale Vi, on constate qu'à partir de l'ordre «stop» (donné en vue d'un renversement du sens de marche pour redémarrage dans le sens contraire), cette courbe présente d'abord une portion relativement plongeante ou abrupte correspondant au ralentissement naturel du moteur jusqu'à une vitesse d'environ 40%, pendant lequel le moteur continue à entraîner l'hélice. Cette portion de courbe abrupte est suivie d'une portion moins plongeante et relativement en pente descendante douce pendant laquelle c'est au contraire le moteur qui est entraîné par l'hélice de propulsion comme cela a été expliqué auparavant.

Une certaine amélioration peut être obtenue en freinant pneumatiquement avec les deux lignes de cylindres à la fois et ce cas est représenté par la courbe de vitesse A2 sur la fig. 6a à laquelle correspondent les courbes de couple d0, di sur la fig. 6d. Cette dernière figure montre que le couple de freinage minimal requis Co est atteint lorsque le moteur a ralenti naturellement jusqu'à une vitesse de rotation d'environ 28% (au bout d'un temps d'environ 60% défini par la verticale V2) à partir de laquelle le freinage pneumatique peut alors commencer. Chaque ligne de cylindres fournit alors un couple de freinage représenté par la courbe d0 sur la fig. 6d, de sorte que le couple de freinage résultant, représenté par la courbe di, équivaut à la somme des couples de freinage respectifs des deux lignes de cylindres, soit au double du couple de freinage do pour une rangée de cylindres si l'on suppose que les couples de freinage respectifs des deux rangées de cylindres sont égaux. Le couple de freinage total maximal (égal au double de celui du cas précédent) â alors lieu encore pour une vitesse de rotation d'environ 12% du moteur (en un temps d'environ 12% après le début du freinage) et l'arrêt complet du moteur est obtenu au bout d'un temps d'environ 75% (à partir de l'instant de l'ordre «stop»), de sorte que la durée totale des ralentissements respectivement naturel et forcé jusqu'à l'arrêt complet du moteur est d'environ 25% plus courte que dans le cas précédent. On constate notamment ici que, pour passer d'une vitesse de 28% à une vitesse de 12%, il faut environ 25% moins de temps que pour paser d'une vitesse de 24% à une vitesse de 12% dans le cas précédent.

La courbe continue en traits pleins A3 est obtenue avec le procédé conforme à l'invention et il lui correspond respectivement la courbe en traits pleins B2 sur la fig. 6b relative au couple de freinage produit par la rangée de cylindres de gauche à durée normale ou usuelle d'ouverture de passage d'air comprimé au distributeur par exemple d'environ 148,5° de rotation de vilebrequin; la courbe unique en traits pleins de la fig. 6c donnant le couple de freinage obtenu avec la rangée de cylindres de droite à durée courte d'ouverture de passage d'air comprimé par exemple d'environ 60° de rotation de vilebrequin; et la courbe en traits pleins d2 de la fig. 6d donnant le couple cumulé ou résultant produit par l'ensemble des deux lignes de cylindres et égal à la somme des couples respectifs de chaque ligne de cylindres (addition algébrique des ordonnées de la courbe B2 de la fig. 6b et de la courbe de la fig. 6c). La courbe d2 de la fig. 6d montre que le couple de freinage minimal requis C0 s'obtient à partir et en dessous d'une vitesse de rotation de moteur d'environ 48%

atteinte au bout d'un temps d'environ 8%, de sorte que le freinage pneumatique peut déjà débuter à partir de cette vitesse, donc de la verticale V3 du point d'intersection de la courbe d2 sur la fig. 6d avec l'horizontale de couple de freinage minimal requis C0. La fig. 6b montre que le couple de freinage de la ligne de cylindres de gauche passe par une valeur maximale au bout d'un temps d'environ 30%, correspondant à une vitesse de rotation de moteur de 12% tandis que la courbe de la fig. 6c montre que le couple de freinage, produit par la ligne de cylindres de droite, passe par une valeur maximale au bout d'un temps d'environ 10%, correspondant à une vitesse de rotation de moteur d'environ 40%. La courbe d2 de la fig. 6d montre que le couple de freinage cumulé ou résultant passe par deux valeurs maximales successives correspondant respectivement aux vitesses de rotation de 40% et de 12% du moteur et séparées par une valeur minimale intermédiaire. L'arrêt total du moteur est obtenu au bout d'un temps égal à 37% à partir de l'instant de l'ordre «stop» d'où un gain considérable, respectivement par raccourcissement du temps et par élévation de la vitesse de début de freinage pneumatique, obtenu par rapport s

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aux deux cas connus précités correspondant respectivement aux courbes discontinues en traits mixtes Ai et A2 de la fig. 6a.

La fig. 7 représente la face frontale formant glace de contact glissant étanche à poli spéculaire du disque tournant 13 d'un distributeur rotatif à air comprimé conforme à l'invention, commun aux deux rangées de cylindres du moteur qu'il est destiné à alimenter simultanément. Les parties en grisé pointillé désignent les parties pleines de cette face tandis que les parties blanches désignent les portions creuses ou les trous ou évidements traversants débouchant dans cette face. Ce disque 13 est entraîné en rotation généralement en synchronisme avec un arbre à cames du moteur par un arbre rotatif coaxial 14 accouplé directement ou indirectement audit arbre à cames. Ce disque 13 est traversé entièrement, parallèlement à son axe géométrique de rotation 14, respectivement par deux rainures arquées concentriques respectivement 15 et 16 ayant chacune approximativement la forme d'une lunule à extrémités circonférentiellement opposées respectivement arrondies concaves en arc de circonférence de rayon sensiblement égal au rayon constant de chacun des orifices fixes d'alimentation de cylindres devant lesquels la rainure ou fente considérée 15 ou 16 défile successivement pendant la rotation du disque. La forme concave des extrémités précitées de chaque fente permet une ouverture et une fermeture de passage d'air comprimé plus franches par un orifice fixe précité lorsque la fente considérée passe devant celui-ci. La lumière ou fente radialement interne 15 est destinée à alimenter la rangée de cylindres de gauche à durée d'ouverture de passage d'air comprimé au distributeur de valeur normale ou usuelle, c'est-à-dire correspondant ici à un angle de rotation de vilebrequin par exemple de 148°7'12", tandis que la lumière ou fente radialement externe 16 est destinée à alimenter la rangée de cylindres de droite à durée d'ouverture de passage d'air comprimé raccourcie correspondant à un angle de rotation de vilebrequin par exemple de 373°7'36", par conséquent l'arc de circonférence médian d'admission d'air comprimé, à durée d'ouverture de passage d'air comprimé normale ou usuelle précitée pour la rangée de cylindres de gauche, dont la longueur curviligne circonférentielle moyenne respective de la lumière 15 et d'un orifice fixe d'alimentation de cylindre (qui sont représentées par des trous circulaires en traits interrompus sur la fig. 7), est capable d'un angle au centre de 74'13'36" (d'angle de rotation de l'arbre à cames 14 qui est égal à la moitié de l'angle de rotation de vilebrequin précité de 148°27'12"). De même la lumière ou fente radialement externe 16 d'alimentation de la rangée de cylindres de droite à durée d'ouverture de passage d'air comprimé courte correspond à un arc de circonférence médian d'admission d'air comprimé qui sous-tend un angle au centre de 18°48'38" (d'angle de rotation d'arbre à cames 14 qui est égal à la moitié de l'angle de rotation de vilebrequin de 37°37'36").

A titre indicatif, l'arc de circonférence médian de la lumière radialement interne 15 et les six orifices respectifs fixes d'alimentation des cylindres de la rangée de gauche sont respectivement centrés sur un cercle de 80 mm de diamètre tandis que la lumière radialement externe 16 et les orifices fixes d'alimentation des cylindres de la rangée de droite sont respectivement centrés sur un cercle de 128 mm de diamètre, la largeur circonférentielle interne minimale de la lumière 16 étant par exemple d'environ 6 mm. Chaque orifice fixe d'alimentation de cylindre possède un diamètre par exemple de 15 mm qui correspond à la largeur radiale de chacune des lumières 15 et 16. Les trous de diamètre 15 mm, représentés en traits interrompus sur la fig. 7, indiquent la position respective d'un orifice fixe d'alimentation de cylindre à l'instant de début d'ouverture par la lumière 15 ou 16 dans un sens de rotation du disque 13 ou à l'instant de début de fermeture dans le sens de rotation inverse de ce disque. Au lieu d'un angle au centre de 7413'36" (ou d'environ 74,2°) correspondant à la durée d'ouverture par la lumière radialement interne 15, il est aussi possible d'adopter par exemple une valeur d'environ 64,2° ou d'environ 55e (correspondant respectivement à des angles de rotation d'environ 128,5° et d'environ 110° de vilebrequin) tandis qu'au lieu d'un angle de 18°48'38" (ou d'environ 19°) correspondant à la durée d'ouverture par la lumière radialement externe 16, il est possible aussi d'adopter une valeur angulaire par exemple d'environ 30° ou d'environ 20° (correspondant respectivement à des angles de rotation d'environ 60° et d'environ 40° du vilebrequin de moteur).

La face frontale précitée du disque 13 est également creusée d'une rainure arquée 17 à fond plein, laquelle s'ouvre ou débouche dans cette face frontale et est sensiblement symétrique par rapport à l'axe diamétral passant par le centre de rotation 14 du disque 13, lequel axe est également un axe commun de symétrie pour les lumières 15 et 16. Cet évidement 17 est dimensionné et conformé de telle façon que, lorsqu'un orifice fixe d'alimentation de cylindre de l'une ou de l'autre rangée de cylindres communique avec la lumière radialement interne 15 ou radialement externe 16, les orifices fixes d'alimentation de ceux des autres cylindres, qui doivent être mis à l'échappement ou à la purge à l'air libre, se trouvent en regard de l'évidement 17. Le disque 13 est en outre traversé par exemple par deux orifices diamétralement opposés 18 qui servent à évacuer les fuites d'air comprimé passant entre les surfaces en contact respectivement du disque 13 ou rotor et du stator ou corps fixe du distributeur et à égaliser les pressions d'air s'exerçant sur les deux faces axialement opposées du disque 13.

La fig. 8 représente la face conjuguée du stator ou corps fixe 19 du distributeur contre laquelle le disque 13 vient en appui de contact glissant étanche. Cette face du stator est également à poli glace ou spéculaire et dans cette face débouchent respectivement les douze trous ou orifices d'alimentation en air comprimé respectivement des douze cylindres des deux rangées de six cylindres du moteur, ces trous étant respectivement d'un diamètre constant par exemple de 15 mm. A la rangée de six cylindres de gauche numérotés respectivement de 1 à 6 correspondent les six orifices d'alimentation respectivement 1 à 6 dont les centres respectifs sont uniformément répartis ou angulaires équidistants sur une circonférence radialement interne de même diamètre de 80 mm que l'arc de circonférence médian de la lumière radialement interne 15 du disque rotatif 13. De même, les six trous d'alimentation 7 à 12 respectivement des six cylindres 7 à 12 de la rangée de cylindres de droite ont leurs centres respectifs uniformément répartis ou angulairement équidistants sur une circonférence radialement externe de diamètre de 128 mm égal à celui de l'arc de circonférence médian de la lumière radialement externe 16 du disque 13. Dans chacune des deux rangées circonférentielles de six trous chacune, les trous se suivent dans l'ordre de succession d'allumage des cylindres correspondants (dans le sens de rotation des aiguilles d'une montre), de sorte que, dans la couronne circulaire radialement interne, les trous se succèdent dans l'ordre 1-2-4-6-5-3 tandis que, dans la couronne circulaire radialement externe, les trous se succèdent dans l'ordre 7-8-10-12-11-9 dans le sens de rotation précité. Il est en outre prévu par exemple trois trous 20 de même diamètre ayant leurs centres respectifs uniformément répartis sur une circonférence par exemple de diamètre 50 mm correspondant à une circonférence identique passant par les centres de deux échancrures radialement rentrantes respectives 21 du bord interne de l'évidement 17 du disque rotatif 13. Ces orifices 20 du corps fixe 19 du distributeur sont en communication permanente avec l'atmosphère libre extérieure pour permettre la mise à l'échappement ou purge d'air comprimé des cylindres concernés par l'intermédiaire de l'évidement d'échappement commun 17 du disque rotatif 13.

La fig. 9 représente l'application du distributeur rotatif unique selon les fig. 7 et 8 à l'alimentation des soupapes de démarrage d'un moteur 22 à douze cylindres en V répartis en deux rangées de six cylindres chacune respectivement numérotées de 1 à 6 pour la rangée de gauche et de 7 à 12 pour la rangée de droite. On voit ainsi que la lumière radialement interne 15 à durée d'ouverture

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normale ou usuelle alimente la rangée de cylindres 1 à 6 de gauche tandis que la lumière radialement externe 16 alimente la rangée de cylindres 7 à 12 de droite.

La fig. 10 montre l'emploi de deux distributeurs rotatifs s séparés respectivement 13' et 13" destinés à alimenter respectivement les deux rangées de cylindres du moteur 22 en étant chacun entraîné par l'arbre à cames associé à la rangée de cylindres concernée. Dans ce cas, le disque rotatif de chaque distributeur peut être de diamètre plus petit que dans le cas de la fig. 9 et ne io comporte qu'une seule lumière de passage d'air comprimé. C'est ainsi que le disque rotatif 13' du distributeur alimentant la rangée de cylindres 1 à 6 de gauche est pourvu seulement de la lumière longue 15 correspondant à une durée d'ouverture normale ou usuelle par exemple d'environ 148,5° de rotation de vilebrequin îs du moteur, tandis que le disque rotatif 13" du distributeur alimentant la rangée de cylindres 7 à 12 de droite comporte une lumière courte 16 correspondant à une durée d'ouverture de

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passage d'air comprimé équivalant à un angle de rotation par exemple d'environ 38° du vilebrequin du moteur 22. Le stator de chaque distributeur ne comporte alors qu'une seule couronne de six orifices fixes d'alimentation.

A titre de variante, au lieu d'une lumière courte dans la glace distributrice du rotor, défilant devant des trous ronds identiques de la glace fixe du stator du distributeur, il est possible, dans le cadre de l'invention, de prévoir un orifice de grandeur normale dans la glace tournante mais de remplacer alors les trous ronds identiques de la glace fixe du stator respectivement par des orifices de grandeurs ou de longueurs curvilignes circonférentielles différentes, variant respectivement en fonction inverse de la distance d'éloignement des cylindres associés; ces orifices variables pourront avoir notamment la forme de lumières arquées ou lunules qui seront d'autant plus petites (c'est-à-dire auront un arc de circonférence médian d'autant plus court) que les cylindres correspondants sont plus distants. Avec de tels orifices relativement courts, on obtiendra aussi des durées (théoriques) d'ouverture variables.

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6 feuilles dessins

Claims

622 859 REVENDICATIONS

1. Procédé de freinage pneumatique d'un moteur Diesel réversible, notamment à quatre temps, à nombre pair d'au moins dix cylindres disposés en V suivant deux rangées de même nombre de cylindres dont au moins certains de chaque rangée sont munis respectivement de soupapes individuelles de démarrage à fermeture automatique par ressort de rappel après purge et à commande pneumatique séquentielle d'ouverture par au moins un distributeur, entraîné par ledit moteur, ladite fermeture étant retardée, par rapport à l'instant de l'ordre de fermeture par coupure d'air comprimé et par mise à la purge audit distributeur, en fonction croissante de la distance d'éloignement ou longueur de tuyauterie d'alimentation de chaque soupape de démarrage audit distributeur et de la vitesse de rotation actuelle dudit moteur, ledit procédé consistant à réduire, par construction dudit distributeur, la durée relative d'admission d'air comprimé de commande d'ouverture à travers ledit distributeur pour au moins une rangée de cylindres par rapport à l'autre rangée, en avançant ainsi l'ordre de fermeture de telle façon que chaque soupape de démarrage concernée se ferme au plus tard au voisinage de l'instant d'ouverture de la ou de chaque soupape d'échappement correspondante sur le cylindre associé ou de l'instant de passage du piston correspondant par son point mort bas, en période de démarrage, caractérisé en ce qu'il consiste, par construction dudit distributeur, à optimaliser au moins approximativement la valeur ainsi raccourcie de durée relative réelle ou de la commande d'ouverture de passage d'air comprimé au distributeur pour chaque soupape de démarrage d'une rangée de cylindres pour l'opération de freinage pour augmenter la valeur instantanée décroissante de la vitesse de rotation (N) du moteur à partir de laquelle le freinage est mis en action en avançant ainsi l'instant de début de freinage et à optimaliser celle pour chaque soupape de démarrage de l'autre rangée de cylindres pour l'opération de démarrage.

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2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il consiste à déterminer un domaine utile (D), d'instants de fermeture effective de chaque soupape de démarrage en période de freinage tel que cette fermeture ait réellement lieu chaque fois en particulier avant l'ouverture des soupapes de distribution respectivement d'admission ou d'échappement du cylindre correspondant dudit moteur, dans un domaine (D2) de positions angulaires relatives du vilebrequin autour du point mort haut (PMH) du piston de cylindre associé entre temps successifs respectivement de compression et de détente, défini de façon à produire toujours un couple (Cf) ou travail de freinage positif au moins égal au couple efficace minimal nécessaire (C0), l'instant optimal de fermeture (F2), qui correspond au couple de freinage maximal (Cm), étant sensiblement l'instant auquel la pression dans ledit cylindre repasse en décroissant, pendant le temps de détente, par la valeur de la pression d'air comprimé disponible (Pa).

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3. Procédé selon la revendication 2, caractérisé en ce que le domaine utile (D2) s'étend, pour la rangée de cylindres à commande des soupapes de démarrage optimalisée pour le freinage, entre une vitesse de rotation de moteur égale à environ 52% de la vitesse nominale (N), correspondant à l'instant de début de freinage, et une vitesse de rotation d'environ 16%, l'instant optimal (F'2) correspondant à une vitesse de rotation d'environ 40% tandis que, pour l'autre rangée de cylindres, il s'étend entre une vitesse de rotation d'environ 24% et l'arrêt dudit moteur,

ledit instant optimal (F"2) correspondant alors à une vitesse de rotation d'environ 12%.

4. Procédé selon l'une des revendications 2 ou 3, caractérisé en ce que, pour la rangée de cylindres à commande des soupapes de démarrage optimalisée pour le freinage, la durée relative raccourcie du passage périodique d'air comprimé à travers ledit distributeur représente 20% à 47% ou environ 55% de celle éventuellement usuelle correspondant à l'autre rangée de cylindres.

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5. Procédé selon la revendication 4, dans lequel la durée relative du passage d'air comprimé à travers ledit distributeur, pour une rangée de cylindres, est équivalente à un angle de rotation de vilebrequin soit normal ou usuel d'environ 148,5° soit réduit à environ 128,5° ou même à 110° tandis que celle raccourcie, relative à l'autre rangée de cylindres, est définie de façon que chaque période d'admission d'air comprimé pour chaque cylindre de cette dernière rangée recouvre ou chevauche l'intervalle de séparation ou la région de transition entre les périodes d'admission respectives pour deux cylindres homologues de ladite autre rangée successivement alimentés en air comprimé, caractérisé en ce que ladite durée relative raccourcie équivaut à un angle de rotation (AM) du vilebrequin de 30° à 60°, soit de l/12e à un 1 /6e de tour.

6. Procédé selon la revendication 5, notamment pour moteur Diesel à dix ou à douze cylindres avec décalage angulaire d'environ 128,5° du distributeur rotatif lors du changement de cames en particulier par modification de la position relative de l'arbre à cames associé en cas d'inversion du sens de marche et avec une durée relative de passage d'air comprimé à travers ledit distributeur équivalente à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 128,5° à partir de sa position angulaire de point mort haut de piston pour chaque soupape de démarrage d'une rangée de cylindres tandis que chaque cylindre de l'autre rangée est de préférence pourvu d'une soupape de démarrage, caractérisé en ce que ladite durée équivaut à un angle de rotation (AM) de vilebrequin soit d'environ 60° commençant à environ 5° après la position angulaire de point mort haut (PMH) en période de démarrage ou à environ 123,5° avant celle-ci en période de freinage pour ladite autre rangée de cylindres optimalisée pour le freinage, soit d'environ 40° pour ladite autre rangée dans le cas du moteur à douze cylindres, commençant à environ 25° après ladite position angulaire de point mort haut (PMH) en démarrage et à environ 103,5° avant celle-ci pour le freinage.

7. Procédé selon la revendication 5, notamment pour moteur à dix ou à douze cylindres avec décalage angulaire d'environ 128,5° du distributeur rotatif lors du changement de cames en particulier par modification de la position relative de l'arbre à cames associé en cas d'inversion du sens de marche et avec une durée relative de passage d'air comprimé à travers ledit distributeur équivalente à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 148,5° pour chaque soupape de démarrage d'une rangée de cylindres, commençant par exemple à environ 10° avant sa position angulaire de point mort haut au démarrage, caractérisé en ce que, pour chaque cylindre de l'autre rangée de cylindres optimalisée pour le freinage, ladite durée correspond à un angle de rotation (AM) de vilebrequin d'environ 40° débutant soit à environ 15° après ladite position angulaire de point mort haut (PMH) au démarrage ou à environ 113,5° avant celle-ci au freinage, soit,

dans le cas d'un moteur à douze cylindres, à environ 5° après ladite position angulaire de point mort haut (PMH) au démarrage ou à environ 123,5° avant celle-ci au freinage.

8. Procédé selon la revendication 5, notamment pour moteur à quatorze, seize ou dix-huit cylindres avec décalage angulaire d'environ 128,5° du distributeur rotatif lors du changement de cames en particulier par déplacement de l'arbre à cames associé en translation axiale en cas d'inversion du sens de marche et avec une durée relative de passage d'air comprimé à travers ledit distributeur équivalente à un angle de rotation de vilebrequin d'environ 128,5° pour chaque soupape de démarrage d'une rangée de cylindres, caractérisé en ce que ladite rangée de cylindres suffit seule au démarrage tandis que, pour l'autre rangée de cylindres qui est optimalisée pour le freinge, les cylindres éloignés du distributeur associé sont éventuellement dépourvus de soupapes de démarrage et ladite durée pour chaque soupape de démarrage de ladite rangée correspond à un angle de rotation (AM) de vilebrequin d'environ 40°.

9. Dispositif de mise en œuvre du procédé selon la revendication 1, à au moins un distributeur d'air comprimé à disque formant organe commutateur rotatif entraîné par un arbre à cames du moteur précité et dont la glace tournante comporte au moins une lumière de passage d'air comprimé destinée à passer successivement devant les orifices de conduits du corps fixe ou stator dudit distributeur menant aux vérins pneumatiques individuels à simple effet de commande d'ouverture de toutes les soupapes de démarrage, à fermeture automatique au moins par ressort de rappel incorporé après purge, prévues sur une rangée de cylindres précitée, lesdits orifices ayant chacun une largeur radiale égale à la largeur radiale de ladite lumière en étant uniformément répartis, dans l'ordre de succession d'allumage des cylindres, et angulaire-ment équidistants sur une circonférence passant par leurs centres géométriques respectifs, concentrique audit axe de rotation et de même rayon que le centre de ladite lumière, caractérisé en ce que l'arc de circonférence médian d'admission de durée raccourcie, de longueur curviligne égale à la somme des longueurs curvilignes circonférentielles moyennes respectives de ladite lumière (16) et d'un orifice (7-12), est capable d'un angle au centre de 15e ou l/24e de tour à 30° ou l/12e de tour.

10. Dispositif selon la revendication 9, caractérisé en ce que les orifices de conduits du corps fixe ou stator dudit distributeur sont identiques.

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11. Dispositif selon la revendication 9, pour moteur à dix ou à douze cylindres avec deux distributeurs distincts précités, à raison d'un par rangée de cylindres précitée, le distributeur d'une rangée de cylindres ayant une glace avec une lumière à arc de circonférence médian d'admission précité sous-tendant un angle au centre d'environ 74,2° ou 64,2° ou 55° tandis qu'une soupape de démarrage est prévue pour chaque cylindre de l'autre rangée, caractérisé en ce que le distributeur (13") pour l'autre rangée de cylindres (1-6) a une glace avec une lumière (16) à arc de circonférence médian d'admission capable d'un angle au centre d'environ 30°, 20° ou 19°.

12. Dispositif selon la revendication 9, à distributeur unique alimentant les deux rangées de cylindres à la fois et dont la glace commune comporte deux lumières précitées concentriques respectivement radialement interne et externe respectivement pour les deux rangées de cylindres, l'arc de circonférence médian d'admission précité pour la lumière radialement interne sous-tendant un angle au centre d'environ 74,2°, caractérisé en ce que l'arc de circonférence médian d'admission pour la lumière radialement externe (16) est d'environ 20° ou 19° tandis que les cylindres de la rangée (7-12) correspondante, alimentée par cette lumière (16), qui sont les plus éloignés dudit distributeur (13), sont dépourvus de soupapes de démarrage.

13. Dispositif selon la revendication 9, caractérisé en ce que les orifices de conduits du corps fixe ou stator du distributeur sont constitués respectivement par des lumières arquées de longueurs curvilignes circonférentielles différentes variant respectivement en fonction inverse de la distance d'éloignement des cylindres associés, lesdites lumières étant d'autant plus courtes que les cylindres correspondants sont plus éloignés.