EP1927760A1 - Dispositif de pilotage de la trajectoire d'une noix d'un moteur à taux de compression variable ou d'une boîte de vitesses robotisée - Google Patents

Dispositif de pilotage de la trajectoire d'une noix d'un moteur à taux de compression variable ou d'une boîte de vitesses robotisée Download PDF

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Publication number
EP1927760A1
EP1927760A1 EP07301574A EP07301574A EP1927760A1 EP 1927760 A1 EP1927760 A1 EP 1927760A1 EP 07301574 A EP07301574 A EP 07301574A EP 07301574 A EP07301574 A EP 07301574A EP 1927760 A1 EP1927760 A1 EP 1927760A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
piston
hydraulic cylinder
sleeve
pistons
central
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP07301574A
Other languages
German (de)
English (en)
Inventor
Gwennaël Favennec
Jacques Obert
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Renault SAS
Original Assignee
Renault SAS
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Renault SAS filed Critical Renault SAS
Publication of EP1927760A1 publication Critical patent/EP1927760A1/fr
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/08—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with only one servomotor
    • F15B11/12—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with only one servomotor providing distinct intermediate positions; with step-by-step action
    • F15B11/121—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with only one servomotor providing distinct intermediate positions; with step-by-step action providing distinct intermediate positions
    • F15B11/123—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with only one servomotor providing distinct intermediate positions; with step-by-step action providing distinct intermediate positions by means of actuators with fluid-operated stops

Definitions

  • the present invention relates to a control device comprising a hydraulic cylinder provided with an output rod.
  • This device is intended in particular to control the trajectory of a control nut of the compression ratio of a variable compression ratio engine, or the position of a speed selection shaft of a robotized gearbox.
  • the invention also relates to a variable compression ratio engine comprising a combustion chamber provided with at least one cylinder associated with a cylinder piston, and a crankshaft connected to each cylinder piston via a connecting rod and a cylinder. a control nut of the compression ratio of the variable compression ratio engine.
  • variable compression ratio internal combustion engines comprise a device for dynamically varying the stroke of the pistons in their cylinders.
  • This adaptation improves the efficiency of the internal combustion engine and reduces the amount of pollutant emissions released by the engine.
  • variable compression ratio engines differ from conventional internal combustion engines in particular by the fact that their connecting rods are not directly connected to the crankshaft of the engine, but they are indirectly via at least one other connecting rod, commonly called nuts. When the engine is running, this nut has reciprocating movements; its trajectory is controlled by an ad hoc piloting device.
  • This control device is then designed to undergo high mechanical stress induced by the reciprocating movements of the nut.
  • a known control device consists of a conventional hydraulic cylinder provided with a piston which delimits two compression chambers and which is connected to the nut by means of its output rod.
  • the piloting of the pressure in the two chambers by an adequate solenoid valve makes it possible to control the position of the outlet rod, which can thus have an infinity of distinct positions, so as to impose a certain trajectory on the nut.
  • This technical solution requires the use of servo-control means of the solenoid valve as a function of the position of the output rod, so that the latter remains constantly disposed at the desired position regardless of the variations in the effort that it is applied by the nut.
  • the use of servo control requires the creation of hydraulic leaks at the solenoid valve to stabilize the servo to ensure the output rod a precise position. The disadvantage is that these leaks cause a drop in engine efficiency.
  • the use of a servo also requires a development that is difficult to implement and must be regularly calibrated.
  • the present invention proposes a robust and non-controlled control device.
  • a control device as defined in the introduction, in which two bistable actuators are provided which are adapted to control the position of said output rod so that it is adapted to assume a position. stable among four stable positions regardless of the force applied on said output rod.
  • the four stable positions are fixed so that the output rod can not move when it is in one of these positions.
  • the use of stable positions also makes it possible to ensure, by means of a simple architecture devoid of a servo-control device, that the outlet rod of the piston maintains its position.
  • this nut can have four types of trajectories, and the engine can have four different compression ratios, each adapted to a type of load and a particular use of the engine. This sampling of four stable positions is sufficient to effectively adapt the compression ratio of the engine to its operating range.
  • the selection shaft may have precise predetermined positions, so that these gear ratios engage without difficulty.
  • the hydraulic cylinder comprises a sleeve inside which three pistons are mounted free in translation, including two end pistons of different sections and a central piston, and each stable positions of the output rod is given by mechanical stops of the hydraulic cylinder against which each of the three pistons is adapted to bear.
  • each of the pistons is here provided so that, combined with the pressure used in the jack, the force induced by the fluid on the pistons remains constantly higher than the disturbance forces applied to the output rod of the hydraulic cylinder. Therefore, the pistons that are compressed on one side by the fluid and the other in abutment against a mechanical stop, precisely maintain their positions. The output rod of the cylinder therefore remains fixed.
  • each mechanical stop of the hydraulic cylinder is formed by a fixed part of the sheath of the hydraulic cylinder or by a piston which is itself in abutment against a fixed part of the sheath of the hydraulic cylinder.
  • the position of the output rod in each of its stable positions depends on the position of the mechanical stops.
  • the accuracy of the position of the output rod therefore depends on the machining precision of the various parts of the cylinder (sheath and pistons).
  • this accuracy depends on the number of parts making up each mechanical stop. The higher this number, the more machining inaccuracies generate errors in the positioning of the output rod. Here, this number is small and is at most two (one of the pistons and the sheath).
  • the invention also relates to a variable compression ratio engine as defined in the introduction, wherein the nut is connected to an output shaft of a hydraulic cylinder of such a steering device so that the trajectory of the nut is driven by this steering device.
  • the invention is here illustrated by its application to control the trajectory of a control nut compression ratio of a variable compression ratio engine.
  • the invention can also be applied to controlling other members of an internal combustion engine, such as for example a gear selection shaft of a robotized gearbox.
  • FIG. 1 schematically shows a section of an engine block of a variable compression ratio internal combustion engine 1, here controlled ignition.
  • This engine block comprises a cylinder block 9 provided with a plurality of in-line cylinders of vertical A1 axes, only one of which is here described and shown.
  • This cylinder block 9 is connected on its lower part to an oil sump 17, and on its upper part to a cylinder head 2.
  • This yoke 2 has a generally parallelepipedal body. Its underside has a plurality of inner bulges which form cylinder heads for closing the upper ends of the cylinders of the cylinder block 9.
  • a spark plug 7 is arranged at the top of each cylinder head and opens into the associated cylinder .
  • Each cylinder head is provided with two intake openings and two exhaust openings, from which two fresh gas inlet ducts 3 and two exhaust gas ducts 5 originate. These intake ducts 3 and exhaust 5 are adapted to be closed respectively by intake valves 4 and exhaust valves 6 to regulate the flow rate of fresh gas or exhaust gas burned.
  • a piston 10 is housed in each cylinder. It has a peripheral skirt adapted to slide along the side wall of the cylinder in a reciprocating rectilinear motion axis coinciding with the cylinder axis A1.
  • the side wall and the cylinder head thus define with the piston 10 a combustion chamber 8.
  • each piston 10 is pierced transversely by two openings accommodating a piston pin connected to one end of a connecting rod 11.
  • variable compression ratio engine 1 conventionally comprises a crankshaft 13 intended to be rotated about an axis A2 by the reciprocating rectilinear motion of the piston 10.
  • crankshaft 13 comprises a crankpin 14, of axis A3 parallel and offset with respect to the axis A2, on which is pivotally mounted a nut 12.
  • This nut 12 has two apertures axes A4 and A5, parallel and offset with respect to axes A2 and A3.
  • One of these openings A4 axis hosts an axis which is connected to the other end of the rod 11.
  • the engine comprises a device 20 for controlling the trajectory of the nut 12, which comprises a hydraulic jack 30 provided with an outlet rod 50 whose end is rotatably connected to a first end of an arm 15.
  • the other end of this arm 15 is connected to the nut 12 by an axis which is engaged in the other opening of the axle nut A5.
  • the position of the first end of the arm 15 constrains the movements of the nut 12 so as to force it to take a predetermined path.
  • the output shaft of the hydraulic cylinder could be connected to a rack cooperating with teeth made directly on the nut. The position of the rack then would constrain here also the nut to take a predetermined path.
  • the control device 20 comprises two bistable actuators 61, 62 adapted to control the position of said output rod 50 of the hydraulic jack 30 so that it is adapted to have a stable position among four stable positions whatever the effort F provided by the nut on said output rod 50.
  • the hydraulic cylinder 30 comprises a protective sheath.
  • This sleeve comprises a hollow cylindrical body 31 which is closed on the side of its rear end and a cover 32 closing the front end of the body 31.
  • This cover 32 has a central opening through which protrudes the outlet rod 50 of the jack.
  • the rear portion of the cylinder could also be closed by a cover.
  • the sheath of the hydraulic jack 30 further comprises an inner jacket in two parts 33, 34 adjacent which is threaded inside the body 31 and which covers the entire inner face of the cylindrical wall of the body 31.
  • Each portion of the inner liner has a generally tubular shape, with an outer diameter substantially equal to the inner diameter of the body 31 of the sleeve.
  • This rear portion 33 of the inner liner is further provided internally, three-quarters of its height, a peripheral rib 35 which partially obstructs the inner conduit of this portion of the inner liner.
  • the inside diameter of the front portion 34 of the inner liner is less than the inside diameter of the rear portion 33; it is dimensioned so that this portion has a section equal to half the section of the rear portion 33.
  • This diameter is further provided as a function of the hydraulic pressure in the cylinder and as a function of the maximum effort that can cause the nut on the output rod 50 of the cylinder. More specifically, the force of the cylinder exerted by the hydraulic pressure on its output rod must be greater than the external force received on the cylinder to ensure stability and traction.
  • the hydraulic cylinder 30 further includes three internally pistons 51, 53, 55 which are mounted free in translation inside the inner sleeve of the sheath.
  • a first end piston is disposed in the rear portion 33 of the inner liner, behind the peripheral rib 35.
  • This piston has a peripheral skirt, of outside diameter equal, with the clearance, to the diameter inside the rear portion 33 of the inner liner, and a transverse wall closing the rear end of the peripheral skirt. It is therefore adapted to slide along the inner jacket of the jack.
  • the rear piston 53 further comprises a shaft 54, of axis coincident with the axis of revolution of the piston, one end of which is secured to the front face of the transverse wall of the piston.
  • a second end piston is disposed in the front portion 34 of the inner liner.
  • This piston also has a peripheral skirt, of outside diameter equal, clearance, to the inside diameter of the front portion 34 of the inner liner, and a transverse wall closing the front end of the peripheral skirt. It is therefore adapted to slide along the inner jacket of the jack.
  • the front piston 51 further comprises a shaft 52, whose axis coincides with the axis of revolution of the piston, one of whose ends is secured to the rear face of the transverse wall of the piston.
  • the outlet rod 50 of the jack is secured to the front face of this transverse wall.
  • the third piston is disposed in the bottom portion 33 of the inner liner, in front of the peripheral rib 35.
  • This piston has a cylindrical shape of outside diameter less than the inside diameter of the peripheral skirt of the front piston. 51. It is provided with a central opening 56 having a diameter equal to the inside diameter of the peripheral rib 35 of the inner liner.
  • the central piston 55 further comprises laterally a peripheral ring which borders its rear end and which has an outer diameter equal, clearance, to the inner diameter of the rear portion 33 of the inner liner. The central piston 55 is thus adapted to slide along the inner liner of the jack, between the peripheral rib 35 and the shoulder formed by the front portion 34 of the inner liner.
  • the hydraulic cylinder 30 comprises a sleeve 57 of tubular shape, the two ends are slightly flared. These flares could alternatively be constituted by circlips or any other mechanical element capable of forming a stop.
  • This sleeve is threaded through the central opening 56 of the central piston 55 and the peripheral rib 35 of the inner liner.
  • the shafts 52, 54 of the front and rear pistons are inserted inside the sleeve 57 so as to slide along the inner wall of the sleeve.
  • This sleeve 57 has a guide function for the central piston 55, so that the latter can slide along the inner sleeve of the sleeve without tilting.
  • the first compression chamber 41 is defined between the cover 32 of the sleeve and the transverse wall of the front piston 51. It has a fluid inlet 42 opening into the side wall of the body 31 of the sleeve.
  • the peripheral skirt of the front piston 51 laterally accommodates a peripheral piston segment 51A, here metallic, which prevents any leakage of fluid between the peripheral skirt of the front piston 51 and the inner jacket of the cylinder.
  • the second compression chamber 43 is defined between the transverse wall of the front piston 51 and the central piston 55. It has a fluid inlet 44 also opening into the side wall of the body 31 of the sleeve.
  • the peripheral ring of the central piston 55 laterally accommodates a piston ring 55A which prevents any leakage of fluid between the peripheral skirt of the central piston 55 and the inner jacket of the jack, and the central opening 56 of the central piston 55 internally accommodates a piston ring 56A which forms a seal between the sleeve 57 and the central piston 55.
  • the third compression chamber 45 is defined between the central piston 55 and the peripheral rib 35 of the inner liner. It has a fluid inlet 46 also opening into the side wall of the body 31 of the sheath.
  • the peripheral rib 35 internally accommodates a piston ring 35A which forms a seal between the sleeve 57 and this peripheral rib 35.
  • Another chamber 43A is defined between the peripheral rib 35 of the inner liner and the transverse wall of the rear piston 53.
  • This other chamber 43A is connected to the second compression chamber 43 to the extent that the fluid can circulate inside the Sleeve 57.
  • the pressure in these two chambers 43, 43A is therefore always substantially equal.
  • the sleeve 57 internally has longitudinal grooves in which the fluid can flow easily and quickly.
  • a fourth compression chamber 47 is defined between the transverse wall of the rear piston 53 and the bottom wall of the body 31 of the sheath. It has a fluid inlet 48 opening into the bottom wall of the body 31.
  • the peripheral skirt of the rear piston 53 laterally accommodates a piston ring 53A which prevents any leakage of fluid between the peripheral skirt of the rear piston 53 and the inner jacket of the jack.
  • the two bistable actuators make it possible to adjust the pressure of the fluid in each of the four compression chambers 41, 43, 45, 47. They are here formed by two bistable solenoid valves 61, 62 with a slide. They could alternatively be formed by a larger number of bistable solenoid valves.
  • the position of each drawer is controlled by a calculator built into the motor. As represented on the figure 2 these solenoid valves are electromagnetically controlled. The drawers have a rest position in which they are held by return springs and an activated position in which they are held by an electromagnetic field. The exact architecture of the drawers is represented on the figure 2 and will not be more precisely described.
  • the solenoid valves are here supplied with fluid by an electric pump unit, that is to say by a pump actuated by an electric motor.
  • This electro-pump unit is intended to operate intermittently, storing the hydraulic energy in a battery.
  • the solenoid valves are connected by four channels to the inputs of the four compression chambers of the hydraulic cylinder 30.
  • Each of the solenoid valves may have two distinct positions, the set of two solenoid valves may have four operating states to obtain four stable positions of the rod. output 50 of the hydraulic cylinder 30.
  • stable position is meant a position in which the output rod 50 is fixed regardless of the force F provided by the nut 12 on the output rod.
  • the forces generated by the fluid on the front piston 51 are provided to remain constantly higher than the effort provided F.
  • the first solenoid valve 61 is controlled to move to the activated position while the second solenoid valve 62 remains in the rest position. Consequently, the pressurized fluid feeds only the first compression chamber 41. The pressurized fluid then generates a pressure force F1 on the front face of the transverse wall of the front piston 51, so that the latter bears on against a mechanical stop formed by the central piston 55, which itself bears against the peripheral rib 35 of the inner jacket of the jack.
  • the output rod 50 then protrudes from the lid 32 of a short length L1.
  • the surface of the front face of the transverse wall of the front piston 51 is sufficiently large for said pressure force to remain constantly greater than the force F supplied by the nut 12 to the outlet rod 50.
  • the first and second solenoid valves 61, 62 are controlled to remain in the rest position. Consequently, the pressurized fluid feeds the first and third compression chambers 41, 45. The pressurized fluid then generates a first pressure force F3 on the front face of the transverse wall of the front piston 51 and a second pressure force F2. on the rear face of the central piston 55.
  • the surface of the rear face of the central piston 55 on which the fluid is applied is greater than the surface of the front face of the transverse wall of the front piston 51 on which the fluid is applied.
  • the second pressing force F2 is therefore greater than the first pressing force F1.
  • the front piston 51 thus bears against the central piston 55 (which forms a mechanical stop), while the central piston 55 abuts against the recess formed between the two parts 33, 34 of the inner jacket of the jack.
  • the output rod 50 projects from the cover 32 with a length L2 greater than the length L1.
  • the pressing forces F2 and F3 are both greater than the force F provided by the nut 12 on the output rod 50, so that the output rod 50 does not move in one direction or the other.
  • the first solenoid valve 61 is controlled to remain in the rest position while the second solenoid valve 62 is controlled to move to the activated position.
  • the pressurized fluid feeds the first and fourth compression chambers 41, 47.
  • the pressurized fluid then generates a first pressing force F4 on the front face of the transverse wall of the front piston 51 and a second pressing force F5 on the rear face of the transverse wall of the rear piston 53.
  • the surface of the rear face of the transverse wall of the rear piston 53 on which the fluid is applied is greater than the surface of the front face of the transverse wall of the front piston 51 on which the fluid is applied.
  • the second pressing force F5 is therefore greater than the first pressing force F4.
  • the rear piston 53 thus bears against the peripheral rib 35 of the inner liner of the cylinder while the front piston 51 tends to move back towards the central piston 55.
  • the lengths of the shafts 52, 54 of the front pistons and rear are such that the shaft 52 of the front piston 51 abuts against the shaft 54 of the rear piston 53, so that the front piston 51 remains disposed at mid-height of the front portion 34 of the inner jacket of the cylinder.
  • the outlet rod 50 projects from the cover 32 with a length L3 greater than the length L2.
  • the pressure forces F4 and F5 are both greater than the force F provided by the nut 12 on the output rod 50, so that the output rod 50 does not move in one direction or the other.
  • the sleeve 58 may have a greater length, unlike the shafts 52, 54 of the front and rear pistons which have lower lengths.
  • the front piston 51 would rest on the rear piston 53 via the sleeve 58.
  • the positioning accuracy of the output rod 50 depends, besides the geometry front and rear pistons and that of the inner liner, the geometry of the sleeve 58, which globally decreases the accuracy of said positioning.
  • the first and second solenoid valves 61, 62 are controlled to move to the activated position. Therefore, the pressurized fluid feeds the second and fourth compression chambers 43, 47. The pressurized fluid then generates a first pressure force F6 on the front face of the central piston 55, a second pressure force F7 on the rear face of the transverse wall of the rear piston 53 (which is in fact a difference in pressure forces applying to each of its two faces) and a third pressure force F8 on the rear face of the transverse wall of the front piston 51.
  • the rear piston 53 thus bears against the peripheral rib 35 of the inner jacket of the jack, so that it reduces the volume of the chamber 43A and increases the filling speed of the second compression chamber 43.
  • the front piston 51 comes to bear against the cover 32 of the jack sleeve.
  • the outlet rod 50 projects from the lid 32 of a maximum length L4.
  • the third pressure force F8 is greater than the force F provided by the nut 12 on the output rod 50, so that the output rod 50 does not move.

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Abstract

L'invention concerne dispositif de pilotage (20) comportant un vérin hydraulique (30) pourvu d'une tige de sortie (50). Selon l'invention, le dispositif de pilotage comporte deux actionneurs bistables (61, 62) adaptés à commander la position de ladite tige de sortie pour que celle-ci soit adaptée à prendre une position stable parmi quatre positions stables quel que soit l'effort appliqué sur ladite tige de sortie. L'invention trouve une application avantageuse dans la réalisation d'un dispositif de pilotage de la trajectoire d'une noix de contrôle du taux de compression d'un moteur à taux de compression variable.

Description

    DOMAINE TECHNIQUE AUQUEL SE RAPPORTE L'INVENTION
  • La présente invention concerne un dispositif de pilotage comportant un vérin hydraulique pourvu d'une tige de sortie.
  • Ce dispositif est prévu en particulier pour piloter la trajectoire d'une noix de contrôle du taux de compression d'un moteur à taux de compression variable, ou la position d'un arbre de sélection de vitesse d'une boîte de vitesses robotisée.
  • L'invention concerne également un moteur à taux de compression variable comportant une chambre de combustion pourvue d'au moins un cylindre associé à un piston de cylindre, et un vilebrequin raccordé à chaque piston de cylindre par l'intermédiaire d'une bielle et d'une noix de contrôle du taux de compression du moteur à taux de compression variable.
    • ARRIERE-PLAN TECHNOLOGIQUE
  • Classiquement, les moteurs à combustion interne à taux de compression variable comprennent un dispositif permettant de faire varier dynamiquement la course des pistons dans leurs cylindres. Ainsi, il est possible d'adapter le volume d'air admis dans le moteur en fonction du volume de carburant injecté dans la chambre de combustion de manière que les proportions du mélange air - carburant restent optimales quel que soit le régime de fonctionnement du moteur. Cette adaptation améliore le rendement du moteur à combustion interne et diminue le volume d'émissions polluantes rejetées par le moteur.
  • Ces moteurs à taux de compression variable se différencient des moteurs à combustion interne classiques en particulier par le fait que leurs bielles ne sont pas directement raccordées au vilebrequin du moteur, mais elles le sont indirectement par l'intermédiaire d'au moins une autre bielle, communément appelée noix. Lorsque le moteur fonctionne, cette noix présente des mouvements alternatifs ; sa trajectoire est pilotée par un dispositif de pilotage ad hoc.
  • Ce dispositif de pilotage est alors prévu pour subir de fortes contraintes mécaniques induites par les mouvements alternatifs de la noix.
  • Un dispositif de pilotage connu consiste en un vérin hydraulique classique pourvu d'un piston qui délimite deux chambres de compression et qui est raccordé à la noix au moyen de sa tige de sortie. Le pilotage de la pression dans les deux chambres par une électrovanne adéquate permet de commander la position de la tige de sortie qui peut ainsi présenter une infinité de positions distinctes, de manière à imposer une certaine trajectoire à la noix.
  • Cette solution technique nécessite l'utilisation de moyens d'asservissement de l'électrovanne en fonction de la position de la tige de sortie, de sorte que cette dernière reste constamment disposée à la position désirée quelles que soient les variations de l'effort qui lui est appliqué par la noix. L'utilisation d'un asservissement requiert la création de fuites hydrauliques au niveau de l'électrovanne pour stabiliser l'asservissement afin de garantir à la tige de sortie une position précise. L'inconvénient est que ces fuites engendrent une baisse de rendement du moteur. L'utilisation d'un asservissement exige en outre une mise au point qui est difficile à mettre en oeuvre et qui doit être régulièrement calibrée.
  • Concernant par ailleurs le domaine des boîtes de vitesses robotisées, il est connu de sélectionner les rapports de boîtes de vitesses au moyen de vérins hydrauliques dont les tiges de sortie sont adaptées à présenter un nombre fini de positions prédéterminées. Toutefois, ces vérins hydrauliques sont adaptés à positionner leurs tiges de sortie dans l'une ou l'autre de ces positions prédéfinies mais ils ne permettent pas, une fois la position sélectionnée, de maintenir la tige de sortie fixe lorsque des efforts sont exercés sur la tige de sortie.
    • OBJET DE L'INVENTION
  • Afin de remédier aux inconvénients précités de l'état de la technique, la présente invention propose un dispositif de pilotage robuste et non asservi.
  • Plus particulièrement, on propose selon l'invention un dispositif de pilotage tel que défini dans l'introduction, dans lequel il est prévu deux actionneurs bistables adaptés à commander la position de ladite tige de sortie pour que celle-ci soit adaptée à prendre une position stable parmi quatre positions stables quel que soit l'effort appliqué sur ladite tige de sortie.
  • Ainsi, grâce à l'invention, les quatre positions stables sont fixes de sorte que la tige de sortie ne peut pas se mouvoir lorsqu'elle se trouve dans une de ces positions. L'utilisation de positions stables permet en outre de s'assurer, au moyen d'une architecture simple dépourvue de dispositif d'asservissement, que la tige de sortie du piston conserve sa position.
  • Par conséquent, lorsque la tige de sortie est reliée à une noix de contrôle du taux de compression d'un moteur à taux de compression variable, cette noix peut présenter quatre types de trajectoires, et le moteur peut présenter quatre taux de compression distincts, chacun adapté à un type de charge et à une utilisation particulière du moteur. Cet échantillonnage de quatre positions stables est suffisant pour adapter efficacement le taux de compression du moteur à sa plage de fonctionnement.
  • Par ailleurs, lorsque la tige de sortie est reliée à un arbre de sélection d'un rapport de vitesses d'une boîte de vitesses robotisée, l'arbre de sélection peut présenter des positions prédéterminées précises, de manière que ces rapports de vitesses s'enclenchent sans difficulté.
  • En outre, l'utilisation de simples actionneurs bistables confère au dispositif de pilotage une robustesse importante et une longue durée de vie.
  • Selon une première caractéristique avantageuse du dispositif de pilotage conforme à l'invention, le vérin hydraulique comporte un fourreau à l'intérieur duquel trois pistons sont montés libres en translation, dont deux pistons d'extrémité de sections différentes et un piston central, et chacune des positions stables de la tige de sortie est donnée par des butées mécaniques du vérin hydraulique contre lesquelles chacun des trois pistons est adapté à prendre appui.
  • La section de chacun des pistons est ici prévue pour que, combinée à la pression utilisée dans le vérin, l'effort induit par le fluide sur les pistons reste constamment supérieur aux efforts de perturbation appliquée à la tige de sortie du vérin hydraulique. Par conséquent, les pistons qui sont d'un côté comprimé par le fluide et de l'autre en appui contre une butée mécanique, conservent précisément leurs positions. La tige de sortie du vérin reste donc fixe.
  • Bien sûr, cette section ne sera pas la même si le vérin hydraulique est prévu pour piloter la trajectoire d'une noix d'un moteur à taux de compression variable ou pour piloter une boîte de vitesses robotisée.
  • Selon une autre caractéristique avantageuse du dispositif de pilotage conforme à l'invention, chaque butée mécanique du vérin hydraulique est formée par une partie fixe du fourreau du vérin hydraulique ou par un piston qui est lui-même en appui contre une partie fixe du fourreau du vérin hydraulique.
  • Ainsi, la position de la tige de sortie dans chacune de ses positions stables dépend de la position des butées mécaniques. La précision de la position de la tige de sortie dépend donc de la précision d'usinage des différentes pièces du vérin (fourreau et pistons).
  • On notera par ailleurs que cette précision dépend du nombre de pièces composant chaque butée mécanique. Plus ce nombre est élevé, plus les imprécisions d'usinage génèrent des erreurs de positionnement de la tige de sortie. Ici, ce nombre est faible et est au maximum de deux (un des pistons et le fourreau).
  • En outre, la géométrie des pièces du vérin n'évoluant pas au cours du temps, la position de la tige de sortie dans chacune de ses positions stables ne change donc pas au cours du temps et ne nécessite aucun calibrage.
  • D'autres caractéristiques avantageuses et non limitatives du dispositif de pilotage selon l'invention sont les suivantes :
    • le piston central comporte une ouverture centrale et les pistons d'extrémité sont pourvus d'arbres adaptés à passer au travers de l'ouverture centrale du piston central ;
    • le vérin hydraulique comporte un manchon qui est engagé libre en translation à l'intérieur de l'ouverture centrale du piston central et à l'intérieur duquel coulissent les arbres des pistons d'extrémité ;
    • les arbres des pistons d'extrémité sont adaptés à venir en appui l'un contre l'autre en passant au travers de l'ouverture centrale du piston central ;
    • le manchon présente deux extrémités contre lesquelles les deux pistons d'extrémité sont adaptés à venir en appui ;
    • la tige de sortie est solidarisée à l'un des pistons d'extrémité du vérin hydraulique et fait saillie du fourreau du vérin hydraulique d'une longueur fixe pour chaque position stable ;
    • Le fourreau définissant, avec les trois pistons, quatre chambres principales de compression, les deux actionneurs comportent deux électrovannes bistables qui sont alimentées par un groupe électro-pompe et qui sont raccordées à chacune des quatre chambres de compression du vérin hydraulique ; et
    • le groupe électro-pompe est prévu pour fonctionner par intermittence lors du fonctionnement du moteur à taux de compression variable.
  • L'invention concerne également un moteur à taux de compression variable tel que défini dans l'introduction, dans lequel la noix est raccordée à une tige de sortie d'un vérin hydraulique d'un tel dispositif de pilotage de sorte que la trajectoire de la noix est pilotée par ce dispositif de pilotage.
    • DESCRIPTION DETAILLEE D'UN EXEMPLE DE REALISATION
  • La description qui va suivre en regard des dessins annexés, donnés à titre d'exemples non limitatifs, fera bien comprendre en quoi consiste l'invention et comment elle peut être réalisée.
  • Sur les dessins annexés :
    • la figure 1 est une vue d'ensemble en coupe d'un moteur à taux de compression variable comprenant un dispositif de pilotage selon l'invention ;
    • la figure 2 est une vue schématique d'ensemble du dispositif de pilotage de la figure 1 ;
    • les figures 3 à 6 sont des vues en coupe d'un vérin hydraulique du dispositif de pilotage de la figure 1 dans chacune de ses quatre positions stables ; et
    • la figure 7 est une vue en coupe d'une variante de réalisation du vérin hydraulique de la figure 3.
  • En préliminaire, on notera que, d'une figure à l'autre, les éléments identiques ou similaires des différentes variantes de réalisation de l'invention seront, dans la mesure du possible, référencés par les mêmes signes de référence et ne seront pas décrits à chaque fois.
  • L'invention est ici illustrée par son application au pilotage de la trajectoire d'une noix de contrôle du taux de compression d'un moteur à taux de compression variable. L'invention peut également s'appliquer au pilotage d'autres organes d'un moteur à combustion interne, tel que par exemple un arbre de sélection de vitesses d'une boîte de vitesses robotisée.
  • Sur la figure 1, on a représenté schématiquement une section d'un bloc moteur d'un moteur à combustion interne à taux de compression variable 1, ici à allumage commandé. Ce bloc moteur comporte un bloc-cylindres 9 pourvu d'une pluralité de cylindres en ligne d'axes A1 verticaux, dont un seul est ici décrit et représenté.
  • Ce bloc-cylindres 9 est raccordé sur sa partie inférieure à un carter d'huile 17, et, sur sa partie supérieure, à une culasse 2.
  • Cette culasse 2 présente un corps globalement parallélépipédique. Sa face inférieure présente une pluralité de renflements intérieurs qui forment des têtes de cylindre destinées à fermer les extrémités supérieures des cylindres du bloc-cylindres 9. Une bougie d'allumage 7 est agencée au sommet de chaque tête de cylindre et débouche dans le cylindre associé.
  • Chaque tête de cylindre est pourvue de deux ouvertures d'admission et de deux ouvertures d'échappement, à partir desquelles prennent naissance deux conduits d'admission 3 de gaz frais et deux conduits d'échappement 5 de gaz brûlés. Ces conduits d'admission 3 et d'échappement 5 sont adaptés à être respectivement obturés par des soupapes d'admission 4 et des soupapes d'échappement 6 pour réguler le débit d'arrivée de gaz frais ou de sortie de gaz brûlés.
  • Un piston 10 est logé dans chaque cylindre. Il présente une jupe périphérique adaptée à coulisser le long de la paroi latérale du cylindre selon un mouvement rectiligne alternatif d'axe confondu avec l'axe de cylindre A1. La paroi latérale et la tête du cylindre définissent ainsi avec le piston 10 une chambre de combustion 8.
  • La jupe périphérique de chaque piston 10 est percée transversalement de deux ouvertures accueillant un axe de piston lié à une extrémité d'une bielle 11.
  • Par ailleurs, le moteur à taux de compression variable 1 comporte classiquement un vilebrequin 13 destiné à être entraîné en rotation autour d'un axe A2 grâce au mouvement rectiligne alternatif du piston 10.
  • A cet effet, le vilebrequin 13 comporte un maneton 14, d'axe A3 parallèle et décalé par rapport à l'axe A2, sur lequel est montée à pivotement une noix 12. Cette noix 12 comporte deux ouvertures d'axes A4 et A5, parallèles et décalés par rapport aux axes A2 et A3. L'une de ces ouvertures d'axe A4 accueille un axe auquel est liée l'autre extrémité de la bielle 11.
  • On comprend alors que le mouvement rectiligne alternatif du pison 10 dans le cylindre engendre un mouvement de la noix 12 qui peut permettre au maneton d'axe A3 de pivoter autour de l'axe A2 du vilebrequin 13, et donc de faire tourner continûment le vilebrequin 13.
  • On comprend également qu'il existe une infinité de trajectoires de la noix 12 qui autorisent ce mouvement du vilebrequin 13. Selon la trajectoire de la noix 12, l'amplitude de la course du piston 10 dans son cylindre varie. Il convient donc de piloter cette trajectoire.
  • A cet effet, le moteur comporte un dispositif de pilotage 20 de la trajectoire de la noix 12, qui comporte un vérin hydraulique 30 pourvu d'une tige de sortie 50 dont l'extrémité est liée à rotation à une première extrémité d'un bras 15. L'autre extrémité de ce bras 15 est raccordée à la noix 12 par un axe qui est engagé dans l'autre ouverture de la noix d'axe A5. La position de la première extrémité du bras 15 permet de contraindre les mouvements de la noix 12 de manière à la forcer à prendre une trajectoire prédéterminée.
  • En variante, la tige de sortie du vérin hydraulique pourrait être raccordée à une crémaillère coopérant avec des dents réalisées directement sur la noix. La position de la crémaillère contraindrait alors ici également la noix à prendre une trajectoire prédéterminée.
  • Selon une caractéristique particulièrement avantageuse de l'invention, comme le montre la figure 2, le dispositif de pilotage 20 comporte deux actionneurs bistables 61, 62 adaptés à commander la position de ladite tige de sortie 50 du vérin hydraulique 30 pour que celle-ci soit adaptée à présenter une position stable parmi quatre positions stables quel que soit l'effort F fourni par la noix sur ladite tige de sortie 50.
  • A cet effet, le vérin hydraulique 30 comporte un fourreau de protection. Ce fourreau comprend un corps 31 cylindrique creux qui est fermé du côté de son extrémité arrière et un couvercle 32 obturant l'extrémité avant du corps 31. Ce couvercle 32 présente une ouverture centrale par laquelle fait saillie la tige de sortie 50 du vérin. Bien sûr, en variante, la partie arrière du vérin pourrait également être fermée par un couvercle.
  • Le fourreau du vérin hydraulique 30 comporte en outre une chemise interne en deux parties 33, 34 attenantes qui est enfilée à l'intérieur du corps 31 et qui recouvre l'ensemble de la face intérieure de la paroi cylindrique du corps 31. Chaque partie de la chemise interne présente une forme globalement tubulaire, avec un diamètre extérieur sensiblement égal au diamètre intérieur du corps 31 du fourreau.
  • Cette partie arrière 33 de la chemise interne est en outre pourvue intérieurement, aux trois-quarts de sa hauteur, d'une nervure périphérique 35 qui obstrue en partie le conduit intérieur de cette partie de la chemise interne.
  • Le diamètre intérieur de la partie avant 34 de la chemise interne est inférieur au diamètre intérieur de la partie arrière 33 ; il est dimensionné de manière que cette partie présente une section égale à la moitié de la section de la partie arrière 33. Ce diamètre est en outre prévu en fonction de la pression hydraulique dans le vérin et en fonction de l'effort maximal que peut engendrer la noix sur la tige de sortie 50 du vérin. Plus précisément, la force du vérin exercé par la pression hydraulique sur sa tige de sortie doit être supérieure à la force extérieure reçue sur le vérin afin d'assurer sa stabilité et sa motricité.
  • Le vérin hydraulique 30 comporte en outre intérieurement trois pistons 51, 53, 55 qui sont montés libres en translation à l'intérieur de la chemise interne du fourreau.
  • Un premier piston d'extrémité, appelé piston arrière 53, est disposé dans la partie arrière 33 de la chemise interne, en arrière de la nervure périphérique 35. Ce piston présente une jupe périphérique, de diamètre extérieur égal, au jeu près, au diamètre intérieur de la partie arrière 33 de la chemise interne, et une paroi transversale fermant l'extrémité arrière de la jupe périphérique. Il est donc adapté à coulisser le long de la chemise interne du vérin. Le piston arrière 53 comporte en outre un arbre 54, d'axe confondu avec l'axe de révolution du piston, dont une des extrémités est solidarisée à la face avant de la paroi transversale du piston.
  • Un deuxième piston d'extrémité, appelé piston avant 51, est disposé dans la partie avant 34 de la chemise interne. Ce piston présente également une jupe périphérique, de diamètre extérieur égal, au jeu près, au diamètre intérieur de la partie de avant 34 de la chemise interne, et une paroi transversale fermant l'extrémité avant de la jupe périphérique. Il est donc adapté à coulisser le long de la chemise interne du vérin. Le piston avant 51 comporte en outre un arbre 52, d'axe confondu avec l'axe de révolution du piston, dont une des extrémités est solidarisée à la face arrière de la paroi transversale du piston. La tige de sortie 50 du vérin est solidarisée à la face avant de cette paroi transversale.
  • Le troisième piston, appelé piston central 55, est disposé dans la partie de fond 33 de la chemise interne, en avant de la nervure périphérique 35. Ce piston présente une forme cylindrique de diamètre extérieur inférieur au diamètre intérieur de la jupe périphérique du piston avant 51. Il est pourvu d'une ouverture centrale 56 présentant un diamètre égal au diamètre intérieur de la nervure périphérique 35 de la chemise interne. Le piston central 55 comporte en outre latéralement une couronne périphérique qui borde son extrémité arrière et qui présente un diamètre extérieur égal, au jeu près, au diamètre intérieur de la partie arrière 33 de la chemise interne. Le piston central 55 est donc adapté à coulisser le long de la chemise interne du vérin, entre la nervure périphérique 35 et l'épaulement formé par la partie avant 34 de la chemise interne.
  • Enfin, le vérin hydraulique 30 comporte un manchon 57 de forme tubulaire, dont les deux extrémités sont légèrement évasées. Ces évasements pourraient en variante être constitués par des circlips ou tout autre élément mécanique susceptible de former une butée. Ce manchon est enfilé au travers de l'ouverture centrale 56 du piston central 55 et de la nervure périphérique 35 de la chemise interne. Les arbres 52, 54 des pistons avant et arrière sont insérés à l'intérieur du manchon 57 de manière à pouvoir coulisser le long de la paroi interne du manchon. Ce manchon 57 présente une fonction de guide pour le piston central 55, si bien que ce dernier peut coulisser le long de la chemise interne du fourreau sans s'incliner.
  • La chemise interne du vérin hydraulique 30 et les trois pistons définissent ensemble quatre chambres de compression.
  • La première chambre de compression 41 est définie entre le couvercle 32 du fourreau et la paroi transversale du piston avant 51. Elle présente une entrée de fluide 42 débouchant dans la paroi latérale du corps 31 du fourreau. Pour l'étanchéité de cette première chambre de compression 41, la jupe périphérique du piston avant 51 accueille latéralement un segment de piston 51A périphérique, ici métallique, qui empêche toute fuite de fluide entre la jupe périphérique du piston avant 51 et la chemise interne du vérin.
  • La deuxième chambre de compression 43 est définie entre la paroi transversale du piston avant 51 et le piston central 55. Elle présente une entrée de fluide 44 débouchant également dans la paroi latérale du corps 31 du fourreau. Pour l'étanchéité de cette deuxième chambre de compression 43, la couronne périphérique du piston central 55 accueille latéralement un segment de piston 55A qui empêche toute fuite de fluide entre la jupe périphérique du piston central 55 et la chemise interne du vérin, et l'ouverture centrale 56 du piston central 55 accueille intérieurement un segment de piston 56A qui forme un joint entre le manchon 57 et le piston central 55.
  • La troisième chambre de compression 45 est définie entre le piston central 55 et la nervure périphérique 35 de la chemise interne. Elle présente une entrée de fluide 46 débouchant également dans la paroi latérale du corps 31 du fourreau. Pour l'étanchéité de cette troisième chambre de compression 45, la nervure périphérique 35 accueille intérieurement un segment de piston 35A qui forme un joint entre le manchon 57 et cette nervure périphérique 35.
  • Une autre chambre 43A est définie entre la nervure périphérique 35 de la chemise interne et la paroi transversale du piston arrière 53. Cette autre chambre 43A est raccordée à la deuxième chambre de compression 43 dans la mesure où le fluide peut circuler à l'intérieur du manchon 57. La pression dans ces deux chambres 43, 43A est donc toujours sensiblement égale. Afin d'équilibrer rapidement la pression entre ces deux chambres, le manchon 57 présente intérieurement des rainures longitudinales dans lesquelles le fluide peut circuler facilement et rapidement.
  • Une quatrième chambre de compression 47 est définie entre la paroi transversale du piston arrière 53 et la paroi de fond du corps 31 du fourreau. Elle présente une entrée de fluide 48 débouchant dans la paroi de fond du corps 31. Pour l'étanchéité de cette quatrième chambre de compression 47, la jupe périphérique du piston arrière 53 accueille latéralement un segment de piston 53A qui empêche toute fuite de fluide entre la jupe périphérique du piston arrière 53 et la chemise interne du vérin.
  • Les deux actionneurs bistables permettent de régler la pression du fluide dans chacune des quatre chambres de compression 41, 43, 45, 47. Ils sont ici formés par deux électrovannes bistables 61, 62 à tiroir. Ils pourraient en variante être formés par un plus grand nombre d'électrovannes bistables. Quoi qu'il en soit, la position de chaque tiroir est commandée par un calculateur intégré au moteur. Telles que représentées sur la figure 2, ces électrovannes sont à commande électromagnétique. Les tiroirs présentent une position de repos dans laquelle ils sont maintenus par des ressorts de rappel et une position activée dans laquelle ils sont maintenus par un champ électromagnétique. L'architecture exacte des tiroirs est représentée sur la figure 2 et ne sera pas plus précisément décrite.
  • Les électrovannes sont ici alimentées en fluide par un groupe électro-pompe c'est-à-dire par une pompe actionnée par un moteur électrique. Ce groupe électro-pompe est prévu pour fonctionner par intermittence, en stockant l'énergie hydraulique dans un accumulateur.
  • Les électrovannes sont reliées par quatre canaux aux entrées des quatre chambres de compression du vérin hydraulique 30. Chacune des électrovannes pouvant présenter deux positions distinctes, l'ensemble des deux électrovannes peut présenter quatre états de fonctionnement permettant d'obtenir quatre positions stables de la tige de sortie 50 du vérin hydraulique 30.
  • On entend par position stable une position dans laquelle la tige de sortie 50 est fixe quel que soit l'effort F fourni par la noix 12 sur la tige de sortie. A cet effet, les efforts engendrés par le fluide sur le piston avant 51 sont prévus pour rester constamment supérieurs à l'effort fourni F.
  • En fonctionnement, afin de positionner la tige de sortie 50 du vérin hydraulique 30 dans une première position stable représentée sur la figure 3, la première électrovanne 61 est pilotée pour se placer en position activée tandis que la deuxième électrovanne 62 reste en position de repos. Par conséquent, le fluide sous pression n'alimente que la première chambre de compression 41. Le fluide sous pression génère alors une force de pression F1 sur la face avant de la paroi transversale du piston avant 51, si bien que ce dernier vient en appui contre une butée mécanique formée par le piston central 55, qui vient lui-même en appui contre la nervure périphérique 35 de la chemise interne du vérin.
  • La tige de sortie 50 fait alors saillie du couvercle 32 d'une faible longueur L1. La surface de la face avant de la paroi transversale du piston avant 51 est suffisamment grande pour que ladite force de pression reste constamment supérieure à l'effort F fourni par la noix 12 à la tige de sortie 50.
  • Afin de positionner la tige de sortie 50 du vérin hydraulique 30 dans une deuxième position stable représentée sur la figure 4, les première et deuxième électrovannes 61, 62 sont pilotées pour rester en position de repos. Par conséquent, le fluide sous pression alimente les première et troisième chambres de compression 41, 45. Le fluide sous pression génère alors une première force de pression F3 sur la face avant de la paroi transversale du piston avant 51 et une deuxième force de pression F2 sur la face arrière du piston central 55.
  • La surface de la face arrière du piston centrale 55 sur laquelle s'applique le fluide est supérieure à la surface de la face avant de la paroi transversale du piston avant 51 sur laquelle s'applique le fluide. La deuxième force de pression F2 est donc supérieure à la première force de pression F1. Le piston avant 51 vient donc en appui contre le piston central 55 (qui forme une butée mécanique), tandis que le piston central 55 vient en appui contre le décrochement formé entre les deux parties 33, 34 de la chemise interne du vérin.
  • Dans ces circonstances, la tige de sortie 50 fait saillie du couvercle 32 d'une longueur L2 supérieure à la longueur L1. Les forces de pression F2 et F3 sont toutes deux supérieures à l'effort F fourni par la noix 12 sur la tige de sortie 50, si bien que la tige de sortie 50 ne se déplace ni dans un sens, ni dans l'autre.
  • Afin de positionner la tige de sortie 50 du vérin hydraulique 30 dans une troisième position stable représentée sur la figure 5, la première électrovanne 61 est pilotée pour rester en position de repos tandis que la deuxième électrovanne 62 est pilotée pour se placer en position activée. Par conséquent, le fluide sous pression alimente les première et quatrième chambres de compression 41, 47. Le fluide sous pression génère alors une première force de pression F4 sur la face avant de la paroi transversale du piston avant 51 et une deuxième force de pression F5 sur la face arrière de la paroi transversale du piston arrière 53.
  • La surface de la face arrière de la paroi transversale du piston arrière 53 sur laquelle s'applique le fluide est supérieure à la surface de la face avant de la paroi transversale du piston avant 51 sur laquelle s'applique le fluide. La deuxième force de pression F5 est donc supérieure à la première force de pression F4. Le piston arrière 53 vient donc en appui contre la nervure périphérique 35 de la chemise interne du vérin alors que le piston avant 51 a tendance à reculer vers le piston central 55. Toutefois, les longueurs des arbres 52, 54 des pistons avant et arrière sont telles que l'arbre 52 du piston avant 51 butte contre l'arbre 54 du piston arrière 53, de sorte que le piston avant 51 reste disposé à mi-hauteur de la partie avant 34 de la chemise interne du vérin.
  • Dans ces circonstances, la tige de sortie 50 fait saillie du couvercle 32 d'une longueur L3 supérieure à la longueur L2. Les forces de pression F4 et F5 sont toutes deux supérieures à l'effort F fourni par la noix 12 sur la tige de sortie 50, si bien que la tige de sortie 50 ne se déplace ni dans un sens, ni dans l'autre.
  • En variante, comme le montre la figure 7, le manchon 58 pourrait présenter une plus grande longueur, contrairement aux arbres 52, 54 des pistons avant et arrière qui présenteraient des longueurs inférieures. Ainsi, dans cette troisième position stable, le piston avant 51 prendrait appui sur le piston arrière 53 par l'intermédiaire du manchon 58. Toutefois, dans cette solution technique, la précision du positionnement de la tige de sortie 50 dépend, outre de la géométrie des pistons avant et arrière et de celle de la chemise interne, de la géométrie du manchon 58, ce qui diminue globalement la précision dudit positionnement.
  • Afin de positionner la tige de sortie 50 du vérin hydraulique 30 dans une quatrième position stable représentée sur la figure 6, les première et deuxième électrovannes 61, 62 sont pilotées pour se placer en position activée. Par conséquent, le fluide sous pression alimente les deuxième et quatrième chambres de compression 43, 47. Le fluide sous pression génère alors une première force de pression F6 sur la face avant du piston central 55, une deuxième force de pression F7 sur la face arrière de la paroi transversale du piston arrière 53 (qui est en fait une différence de forces de pression s'appliquant sur chacune de ses deux faces) et une troisième force de pression F8 sur la face arrière de la paroi transversale du piston avant 51.
  • Le piston arrière 53 vient donc en appui contre la nervure périphérique 35 de la chemise interne du vérin, de sorte qu'il diminue le volume de la chambre 43A et augmente la vitesse de remplissage de la deuxième chambre de compression 43. Le piston avant 51 vient quant à lui en appui contre le couvercle 32 du fourreau du vérin.
  • Dans ces circonstances, la tige de sortie 50 fait saillie du couvercle 32 d'une longueur maximale L4. La troisième force de pression F8 est supérieure à l'effort F fourni par la noix 12 sur la tige de sortie 50, si bien que la tige de sortie 50 ne se déplace pas.
  • La présente invention n'est nullement limitée aux modes de réalisation décrits et représentés, mais l'homme du métier saura y apporter toute variante conforme à son esprit.

Claims (11)

  1. Dispositif de pilotage (20) comportant un vérin hydraulique (30) pourvu d'une tige de sortie (50), caractérisé en ce qu'il comporte un fourreau (31, 32, 33, 34) pourvu de quatre chambres principales de compression (41, 43, 45, 47), et deux actionneurs bistables (61, 62) raccordés aux quatre chambres principales de compression (41, 43, 45, 47) et adaptés à commander la position de ladite tige de sortie (50) pour que celle-ci soit adaptée à prendre une position stable parmi quatre positions stables quel que soit l'effort (F) appliqué sur ladite tige de sortie (50).
  2. Dispositif de pilotage (20) selon la revendication précédente, dans lequel le vérin hydraulique (30) comporte un fourreau (31, 32, 33, 34) à l'intérieur duquel trois pistons (51, 53, 55) sont montés libres en translation, dont deux pistons d'extrémité (51, 53) de sections différentes et un piston central (55), et dans lequel chacune des positions stables de la tige de sortie (50) est donnée par des butées mécaniques du vérin hydraulique (30) contre lesquelles chacun des trois pistons (51, 53, 55) est adapté à prendre appui.
  3. Dispositif de pilotage (20) selon la revendication précédente, dans lequel chaque butée mécanique du vérin hydraulique (30) est formée par une partie fixe du fourreau (31, 32, 33, 34) du vérin hydraulique (30) ou par un piston (51, 53, 55) qui est lui même en appui contre une partie fixe du fourreau (31, 32, 33, 34) du vérin hydraulique (30).
  4. Dispositif de pilotage (20) selon l'une des deux revendications précédentes, dans lequel le piston central (55) comporte une ouverture centrale (56) et les pistons d'extrémité (51, 53) sont pourvus d'arbres (52, 54) adaptés à passer au travers de l'ouverture centrale (56) du piston central (55).
  5. Dispositif de pilotage (20) selon la revendication précédente, dans lequel le vérin hydraulique (30) comporte un manchon (57 ; 58) qui est engagé libre en translation à l'intérieur de l'ouverture centrale (56) du piston central (55) et à l'intérieur duquel coulissent les arbres (52, 54) des pistons d'extrémité (51, 53).
  6. Dispositif de pilotage (20) selon l'une des revendications 4 et 5, dans lequel les arbres (52, 54) des pistons d'extrémité (51, 53) sont adaptés à venir en appui l'un contre l'autre en passant au travers de l'ouverture centrale (56) du piston central (55).
  7. Dispositif de pilotage (20) selon la revendication 5, dans lequel le manchon (58) présente deux extrémités contre lesquelles les deux pistons d'extrémité (51, 53) sont adaptés à venir en appui.
  8. Dispositif de pilotage (20) selon l'une des revendications 2 à 7, dans lequel la tige de sortie (50) est solidarisée à l'un des pistons d'extrémité (51, 53) du vérin hydraulique (30) et fait saillie du fourreau (31, 32, 33, 34) du vérin hydraulique (30) d'une longueur (L1, L2, L3, L4) fixe pour chaque position stable.
  9. Dispositif de pilotage (20) selon l'une des revendications 2 à 8, dans lequel, le fourreau (31, 32, 33, 34) définissant, avec les trois pistons (51, 53, 55), quatre chambres principales de compression (41, 43, 45, 47), les deux actionneurs comportent deux électrovannes bistables (61, 62) qui sont alimentées par un groupe électro-pompe (60) et qui sont raccordées à chacune des quatre chambres de compression (41, 43, 45, 47) du vérin hydraulique (30).
  10. Dispositif de pilotage (20) selon la revendication précédente, dans lequel le groupe électro-pompe (60) est prévu pour fonctionner par intermittence lors du fonctionnement du moteur à taux de compression variable (1).
  11. Moteur à taux de compression variable (1) comportant une chambre de combustion (8) pourvue d'au moins un cylindre associé à un piston de cylindre (10), et un vilebrequin (13) raccordé à chaque piston de cylindre (10) par l'intermédiaire d'une bielle (11) et d'une noix (12) de contrôle du taux de compression du moteur à taux de compression variable (1), caractérisé en ce que la noix est raccordée à une tige de sortie (50) d'un vérin hydraulique (30) d'un dispositif de pilotage (20) selon l'une des revendications précédentes de sorte que la trajectoire de la noix (12) est pilotée par ce dispositif de pilotage (20).
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