Claims (18)
RESUME DE L'INVENTION La présente invention se propose de remédier aux inconvénients mentionnés précédemment, notamment à la diminution importante du rendement de la turbine en admission partielle, en préservant un niveau de simplicité élevé et une possibilité d'utilisation avec tout type de turbocompresseur ou de turbine, y compris pour les plus petits turbocompresseurs, sans pour autant avoir nécessairement recours à la double suralimentation. Elle vise également à pouvoir être appliquée en liaison avec un collecteur d'échappement subdivisé ou non. Un autre but consiste à favoriser le potentiel de recyclage des gaz d'échappement appelé EGR ainsi que le potentiel de freinage du moteur au moyen du turbocompresseur. Le recyclage EGR exige que la pression P3 soit supérieure à la pression P2, ce qui exclut la mise en oeuvre d'un débit dérivé d'air. Un but de l'invention est de résoudre cette impossibilité. Un autre but consiste également à pouvoir intégrer la plupart des éléments constituant l'invention dans le turbocompresseur et en particulier dans la turbine. Un autre but consiste encore à permettre un fonctionnement amélioré dans des conditions de surcharge momentanée du moteur, dénommées overboost . Elles impliquent, pour une courte durée, une élévation importante du rapport de pression du compresseur et de la température d'échappement en amont de la turbine par rapport aux conditions de pleine charge normales. L'invention concerne un moteur à combustion interne suralimenté par au moins un turbocompresseur, comportant un conduit de dérivation assurant un débit dérivé d'air à partir d'un point A situé en aval du compresseur, sur lequel des moyens d'interruption du débit dérivé d'air sont prévus, vers un point B situé entre l'extrémité aval du collecteur d'échappement et la roue de turbine, caractérisé en ce que des moyens d'étranglement à géométrie variable sont prévus sur l'admission des gaz d'échappement à la roue de turbine en amont du point B précité, dont le degré d'étranglement est choisi de telle façon que la pression P3 régnant en amont de la roue de turbine reste essentiellement inférieure à la pression de suralimentation P2, dans tous les cas où un débit dérivé d'air est souhaité, pour créer une admission totale de la turbine avec le mélange gaz-air, conduisant à la pression des gaz d'échappement P3 la plus basse possible pour une pression de suralimentation P2 donnée. Ceci correspond au rendement rj,a, maximal possible et aux pressions P2 et P3 les plus favorables pour le moteur. La pression P3/z représente la pression statique de l'écoulement après sa mise en vitesse dans la partie statorique de la turbine. La difficulté d'organiser un débit dérivé n'existe plus lorsqu'un étranglement suffisant, du type précité, est pratiqué sur l'admission des gaz d'échappement à la roue de turbine, pour atténuer les fluctuations de la pression P3R et introduire un écart suffisant entre la pression P3 et la pression P3R. Cela permet également de réduire les sollicitations mécaniques des ailettes de la roue de turbine. Des moyens de contrôle du débit dérivé d'air sur le conduit de dérivation entre le point A et le point B ne sont plus nécessaires. Tout type de soupape anti-retour ou de soupape tout ou rien peut constituer les moyens d'interruption du débit dérivé d'air, puisque le risque d'inversion du sens d'écoulement n'existe plus. Il n'est pas nécessaire d'aspirer le débit dérivé d'air à l'aide des gaz d'échappement par un effet venturi. Le degré d'ouverture des moyens d'étranglement à géométrie variable est ajusté automatiquement par une unité de contrôle et de commande, en fonction des grandeurs d'état et des grandeurs de commande du moteur à combustion interne, pour contrôler la pression P2 et la pression P3. On observe qu'un étranglement, pratiqué dans la tuyère d'admission d'une turbine à géométrie fixe pour rendre son admission partielle, entraîne une diminution du rendement 172 environ linéaire avec la réduction de la section débitante, soit une chute beaucoup plus sévère que dans le cas d'une turbine à géométrie variable. On constate cependant que l'ajout d'un débit dérivé d'air, restaurant l'admission totale, permet à la turbine de fonctionner à son meilleur rendement, en supprimant ainsi l'effet de désadaptation. Le débit dérivé d'air joue un rôle de volant fluide. Le rendement total rl,,,, = ,. É rit,/ .1h. peut s'exprimer par la relation / Ahc,,, Ti12 h2,is,tot ht,tot m2 l 17r0r = = 1) ihT,is / m3 h3,tot h4,is,stat m3 2864994 6 où rh2 est le débit massique de l'air fourni par le compresseur au moteur, rn3 est le débit massique des gaz d'échappement fourni par le moteur à la turbine, h est l'enthalpie, 1 est l'état à l'entrée du compresseur, 2 est l'état à la sortie du compresseur, 3 est l'état à l'entrée de la turbine, et 4 est l'état à la sortie de la turbine. Cette expression inclut tous les effets de non-adiabaticité, notamment de la turbine. Elle s'applique aussi dans le cas où le débit d'air rime fourni au moteur n'est qu'une fraction du débit d'air rim, traversant le compresseur et où le débit de gaz m3 fourni par le moteur à la turbine n'est pas égal au débit m4 sortant de la turbine, comme dans le cas de la wastegate ou du débit dérivé d'air. Dans ce cas, le coût énergétique du débit dérivé est inclus dans l'expression. Le rendement ri,,, ne représente alors plus le rendement du turbocompresseur proprement dit, mais un rendement apparent du turbocompresseur pour le moteur. Un taux de dérivation, dénommé ci-après X, peut être défini comme le rapport (rial -rime)/rime. On observe que, pour un régime du moteur inférieur au régime No, le taux de dérivation X augmente avec le degré d'étranglement des gaz d'échappement. L'augmentation du taux de dérivation entraîne une diminution de la non-adiabaticité de la turbine, une amélioration du rendement 77(. et du rendement rM, et bien entendu du rendement rh grâce à l'admission totale, l'effet cumulé de ces influences sur le rendement 17,,,, étant d'autant plus important que le rapport de pression du compresseur est faible et que le régime du moteur est faible. Pour un degré d'étranglement des gaz d'échappement donné, le taux de dérivation X augmente ainsi avec l'abaissement du régime du moteur. Il dépend par ailleurs du rendement de base 17k,, du turbocompresseur. Aux bas régimes du moteur, il est possible d'atteindre un taux de dérivation X d'environ 50% pour un moteur d'automobile et d'environ 60% pour un moteur de camion. Le débit dérivé d'air est alors égal ou supérieur au débit d'air fourni au moteur. L'admission totale de la turbine avec le mélange air-gaz permet, selon l'invention, d'atteindre un rendement r),,, sensiblement égal à celui d'une turbine à géométrie variable, pour une section débitante minimale comparable, lorsque le débit dérivé d'air n'est pas réchauffé. Dans le cas où le débit dérivé d'air est réchauffé par les gaz d'échappement, le rendement >7,o peut être amélioré de façon significative. Le potentiel de récupération est d'autant plus élevé que le rapport air-carburant est proche du rapport stoechiométrique. Si la récupération de chaleur est maximale, le rendement 77,, peut être voisin du rendement 17,o, maximal. Ceci permet d'abaisser sensiblement le régime No auquel la pression P2 est maximale ou d'envisager la suppression de la wastegate pour une turbine à géométrie fixe. On obtient ainsi l'effet paradoxal qu'en étranglant le flux des gaz d'échappement on peut augmenter la pression P2 sans accroissement notable de la pression P3, ce qui est favorable au rendement du moteur. La volute d'une turbine, particulièrement à géométrie fixe, est soumise à un échauffement intense en raison des vitesses de gaz très élevées. Une quantité de chaleur très importante est dissipée vers l'extérieur, essentiellement par rayonnement. Elle augmente très rapidement avec la température des gaz d'échappement et, relativement à la puissance fournie par la turbine, avec la diminution du débit la traversant. Par exemple, pour un turbocompresseur d'un moteur automobile d'une puissance maximale de 75 kW, cette perte de chaleur représente environ 2 kW lorsque la température des gaz d'échappement à l'entrée de la turbine est de 600 C et environ 4 kW lorsqu'elle est de 800 C. Une caractéristique de l'invention consiste ainsi à réduire au maximum cette perte de chaleur en maintenant les parois extérieures de la turbine à une température aussi basse que possible à l'aide d'une lame d'air interne, ou enveloppe d'air externe, alimentée par une faible partie du débit dérivé d'air non réchauffé. L'autre partie du débit dérivé d'air peut être réchauffée dans un échangeur air-gaz ou à l'intérieur de la turbine au contact des parois chaudes. L'invention prévoit en outre d'utiliser les possibilités offertes par les systèmes d'injection appelés common rail en réalisant, pendant la période initiale d'un fonctionnement transitoire ou d'un fonctionnement overboost, une post-injection de combustible à l'intérieur des cylindres du moteur en phase de détente avancée. La température des gaz d'échappement peut être augmentée au delà de la température maximale admissible de la turbine, dans la mesure où elle est refroidie par le débit dérivé d'air. Bien entendu, en admettant un degré de complexité supplémentaire, il est possible de brûler du combustible injecté dans le débit dérivé d'air avant sa détente dans la turbine, pour pouvoir accélérer plus rapidement le turbocompresseur. Lorsqu'un échangeur air-gaz est prévu en aval de la turbine pour réchauffer le débit dérivé d'air avant son introduction dans la turbine, il peut, selon l'invention, être avantageusement intégré à l'un quelconque des dispositifs de post-traitement des gaz d'échappement, notamment sous forme d'enveloppe d'air. L'invention présente un grand intérêt lorsqu'elle est appliquée à une turbine à géométrie fixe à volute unique équipée d'une soupape wastegate ou non, associée à un collecteur non subdivisé ou à un collecteur subdivisé. Elle s'applique également, dans les mêmes cas, à une turbine à double volute. L'invention peut aussi s'appliquer à un turbocompresseur utilisant une turbine à géométrie variable, du type à stator variable, par exemple par ailettes pivotantes, dans lequel le stator variable constitue les moyens d'étranglement à géométrie variable. Selon l'invention, la faculté de réglage de la pression P3 par les moyens d'étranglement confère au moteur un potentiel de puissance de freinage et un potentiel de recirculation des gaz d'échappement accrus. Elle peut aussi être utilisée pendant une courte durée au début d'une phase transitoire à partir d'une charge très faible, pour augmenter la pression et la température des gaz d'échappement, et obtenir ainsi un établissement plus rapide du débit dérivé d'air. L'invention prévoit également de récupérer la chaleur des gaz EGR ou des gaz déchargés par la soupape wastegate, habituellement perdue, pour la communiquer au débit dérivé d'air. DESCRIPTION DE L'INVENTION L'invention consiste, mises à part les dispositions exposées ci-dessus, en un certain nombre d'autres dispositions dont il sera explicitement question ci-après à propos d'exemples décrits avec références aux dessins ci-annexés, mais qui ne sont nullement limitatifs. La figure 1 représente un schéma d'un moteur à combustion interne suralimenté par un turbocompresseur, avec turbine à géométrie fixe, équipé d'un dispositif d'étranglement à géométrie variable de l'admission des gaz d'échappement et de débit dérivé d'air réchauffé. La figure 2 représente un schéma semblable pour un turbocompresseur, avec turbine à géométrie variable. La figure 3 est une vue schématique, en coupe partielle en développement plan, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe dans une variante de réalisation, où les moyens d'étranglement à géométrie variable sont séparés de la soupape wastegate, pour un collecteur d'échappement non subdivisé. La figure 4 est une vue schématique, en coupe partielle, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe dans une variante de réalisation, où les moyens d'étranglement à géométrie variable et la soupape wastegate sont solidaires, également pour un collecteur d'échappement non subdivisé. La figure 5 est une vue coupée selon l'axe V V de la figure 4. La figure 6 et la figure 7 sont des vues semblables à la figure 4, représentées dans deux autres positions d'ouverture. La figure 8 est une vue schématique, en coupe partielle, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe dans une variante de réalisation analogue à celle de la figure 4 pour un collecteur d'échappement subdivisé à deux branches. La figure 9 est une coupe selon l'axe IX IX de la figure 8. La figure 10 est une coupe selon l'axe X X de la figure 8. La figure 11 est une vue schématique, en coupe partielle, des tuyères d'admission d'une turbine à double volute, pour un collecteur d'échappement subdivisé à deux branches. La figure 12 est une coupe selon l'axe XII XII de la figure 11. La figure 13 est une coupe selon l'axe XIII XIII de la figure 11. La figure 14 est une vue schématique, en coupe partielle, de la zone comprise entre le stator et la roue d'une turbine à géométrie variable, où est introduit le débit dérivé d'air. La figure 15 et la figure 16 sont des vues schématiques, en coupe, d'une variante de réalisation d'une soupape anti-retour, en position fermée et en position ouverte. La figure 17 est une installation analogue à celle de la figure 1, dans laquelle le débit dérivé d'air est réchauffé en refroidissant les gaz EGR. La figure 18 est une installation analogue à celle de la figure 17, dans laquelle le débit dérivé d'air peut être réchauffé par les gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate. La figure 19 est une vue en coupe partielle d'un turbocompresseur, sans soupape wastegate intégrée, montrant une variante de réalisation du cheminement du débit dérivé d'air à l'intérieur de la turbine pour maintenir ses parois extérieures à basse température et organiser le réchauffage du débit dérivé d'air. La figure 20 est une coupe selon l'axe XX XX de la figure 19 pour illustrer d'autres détails de réalisation. Sur les différentes figures des dessins, les mêmes chiffres de référence ou repères désignent des parties ou éléments de structure identiques ou semblables. Le moteur à combustion interne représenté sur la figure 1, qui est un moteur à allumage commandé ou un moteur diesel, est équipé d'un turbocompresseur 2 comprenant une turbine à géométrie fixe 3 fonctionnant avec des gaz d'échappement, ou avec un mélange de gaz d'échappement et d'air, montée sur le conduit 4 des gaz d'échappement et un compresseur 5 monté sur la conduite 6 d'admission de l'air. Le mouvement de rotation de la roue de la turbine 3 est transmis par l'intermédiaire d'un arbre 7 au compresseur 5, qui aspire l'air environnant à pression atmosphérique et l'amène à une pression augmentée. Cet air sous pression est ensuite refroidi dans le refroidisseur 8 de l'air d'admission, puis introduit comme air d'admission dans les cylindres 9 du moteur à combustion interne 1. Le moteur à combustion interne 1 comporte une installation 10 de recyclage des gaz d'échappement EGR, comprenant une conduite 11 de recyclage entre le conduit 4 des gaz d'échappement et la conduite 6 d'admission de l'air, ainsi qu'une soupape de recyclage réglable 12 et un refroidisseur 13. En outre, le moteur à combustion interne 1 comporte une installation 14 de débit dérivé d'air, comprenant un conduit de dérivation 15 entre un point A situé en aval du compresseur 5 et un point B situé en amont immédiat du col d'entrée de la volute de la turbine 3, des moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air, un réchauffeur d'air 17 monté sur le conduit de sortie 18 de la turbine 3. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air sont fermés, dès que la pression P devient supérieure à la pression Pz. Cette condition résulte directement du rendement de base %'ho, du turbocompresseur. Le réchauffeur d'air 17 représente un échangeur air-gaz spécifique ou, selon l'invention, avantageusement intégré à l'un quelconque des dispositifs de post- traitement des gaz d'échappement, disposés en aval de la turbine, sous forme d'enveloppe d'air. Il peut aussi représenter un réchauffeur d'air intégré dans la turbine. La turbine 3 est pourvue, dans la tuyère d'admission de sa volute, de moyens d'étranglement à géométrie variable 19 qui permettent d'ajuster de manière variable la section débitante du flux des gaz d'échappement. L'ajustement de cette section débitante se fait en fonction de variables d'état et de commandes du moteur à combustion interne et des composants associés. La section débitante peut être ajustée entre une valeur minimale, correspondant à l'étranglement maximal, et une valeur maximale correspondant à la section débitante maximale de la turbine déterminée par le col d'entrée de sa volute. La position d'étranglement maximal intervient en particulier lorsque la pression P2 maximale est recherchée aux bas régimes du moteur, ou lorsque le moteur fonctionne comme un frein, pour produire une pression P la plus élevée possible, afin d'augmenter le travail de refoulement des pistons. La section débitante minimale, offerte au flux des gaz d'échappement par les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 en position minimale d'ouverture, sera généralement comprise entre 15% et 35% de la section AT du col d'entrée de la volute, le degré de fermeture pouvant être d'autant plus grand que le débit dérivé d'air est réchauffé. La position d'ouverture maximale intervient, en particulier, lorsque le moteur fonctionne à un régime élevé. En outre, une soupape wastegate 20, branchée entre le conduit 4 des gaz d'échappement et le conduit de sortie 18 de la turbine 3, est prévue en amont des moyens d'étranglement à géométrie variable 19. Une wastegate est nécessaire lorsqu'une turbine très fermée est utilisée pour obtenir une pression P2 maximale aux très bas régimes du moteur. Une wastegate n'est pas nécessaire lorsqu'une turbine plus ouverte est utilisée pour favoriser les performances aux régimes élevés du moteur. Dans le cas où une soupape wastegate 20 est utilisée, il est préférable qu'elle soit située en amont des moyens d'étranglement à géométrie variable 19. Elle peut ainsi être ouverte, au delà du régime No du moteur, alors que les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 ne sont pas encore en position d'ouverture maximale, sans risquer qu'une partie du débit dérivé d'air ne s'échappe par la wastegate. La décharge des gaz d'échappement à travers la soupape wastegate 20 ainsi positionnée présente par ailleurs l'avantage d'atténuer les fluctuations de la pression P3, et donc de la pression P3R, lorsque les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 ne sont plus en position d'ouverture minimale. L'intérêt de maintenir le débit dérivé d'air à un régime supérieur au régime No est d'autant plus marqué que le débit dérivé est réchauffé. L'ensemble des composants associés au moteur à combustion interne est géré par une unité de contrôle et de commande 21, en fonction des grandeurs d'état et des grandeurs de commande du moteur à combustion interne; en particulier les moyens d'étranglement à géométrie variable 19, la soupape wastegate 20 et la soupape de recyclage 12 sont commandés par l'unité de contrôle et de commande 21. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air, représentés par une soupape anti-retour, peuvent aussi être assurés par une soupape réglable, ou tout ou rien, alors commandée également par l'unité de contrôle et de commande 21. La figure 2 représente une installation analogue à celle de la figure 1, dans le cas d'une turbine à géométrie variable 3', du type à stator variable par ailettes pivotantes, le stator variable 19' constituant le dispositif d'étranglement en lieu et place des moyens d'étranglement à géométrie variable 19 de la figure 1. Le point B d'introduction du débit dérivé d'air est alors situé entre le stator variable et la roue de la turbine 3'. Cette installation ne comporte pas de wastegate. Les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 seront généralement prévus dans la tuyère d'admission de la volute de la turbine à géométrie fixe 3. Une soupape rotative, par exemple de type volet ou papillon, ou une protubérance obstruant la tuyère, par exemple articulée, peuvent constituer les moyens d'étranglement à géométrie variable 19. Des modes de réalisation plus complexes, par exemple du type protubérance à guidage axial, sont envisageables mais ne seront pas décrits. Les fonctions d'étranglement à géométrie variable et de soupape wastegate peuvent être séparées ou non. La figure 3 illustre schématiquement un mode de réalisation dans lequel les deux fonctions précitées sont séparées. Elle montre l'agencement des différents éléments à l'intérieur de la tuyère d'admission de la volute de la turbine 3. L'introduction du débit dérivé d'air à l'extrémité aval du conduit de dérivation 15 aboutit symboliquement au point B en amont immédiat de la section AT du col d'entrée de la volute. Un volet 22 rotatif, en rotation autour de son axe de rotation, constitue les moyens d'étranglement à géométrie variable 19, dont le degré d'ouverture peut être ajusté entre une position d'ouverture minimale et une position d'ouverture maximale. Le degré d'ouverture est maximal dans la position, représentée en pointillés, où il vient en appui contre la paroi de la tuyère. Une position proche de la position d'ouverture minimale est représentée par le volet dessiné en trait plein, la position d'ouverture minimale est déterminée par une butée, non représentée, qui peut être opérée par une surface d'appui du volet à l'intérieur de la tuyère, ou aussi à l'extérieur sur le mécanisme de commande du volet non représenté. La position du volet est contrôlée par un actionneur du type utilisé pour commander une wastegate ou le stator variable d'une turbine à géométrie variable. Une soupape wastegate 20, de type bien connu, complète l'installation. Cette soupape 20 est commandée par un autre actionneur non représenté. La figure 4 et la figure 5 illustrent schématiquement un mode de réalisation, dans lequel la fonction d'étranglement à géométrie variable et la fonction wastegate sont assurées par un organe unique 23. La soupape wastegate 20 est analogue à celle de la figure 4 mais présente un diamètre de disque plus grand, car l'orifice de décharge des gaz d'échappement, lorsqu'elle est ouverte, s'opère principalement dans la zone proche de son axe d'articulation. Les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 sont constitués par une protubérance 24 solidaire du disque de la soupape 20. La protubérance 24 est de révolution par rapport à l'axe de symétrie du disque de la soupape 20. Ce mode de réalisation permet de conserver un montage du disque de la soupape 20 libre en rotation, garantissant de bonnes conditions d'étanchéité, en position fermée, sur le siège de surface plane. Ce mode de réalisation nécessite un seul actionneur pour contrôler la position de l'organe unique 23. Le dispositif est complété par un petit volet réglable 25 optionnel. Son mécanisme de commande, non représenté, comporte une butée réglable. Ce volet réglable permet de calibrer la section débitante minimale des gaz d'échappement, constituant le meilleur compromis pour le fonctionnement en mode de freinage, en mode transitoire et en mode stabilisé pleine charge pour les régimes inférieurs au régime No du moteur. La wastegate doit en effet rester fermée, tant que la pression P2 maximale n'a pas été atteinte. Le volet réglable 25 pourrait aussi avoir deux positions de butée, pour mieux satisfaire des exigences différentes. La figure 6 montre le dispositif de la figure 4 dans une position d'ouverture intermédiaire de l'organe unique 23 et une ouverture partielle de la soupape wastegate 20, pour un régime compris entre le régime No et le régime N. du moteur, le taux de dérivation X étant progressivement réduit par l'accroissement du débit aspiré par le moteur, pour finalement s'annuler. La figure 7 montre le dispositif de la figure 4 dans une position d'ouverture maximale de l'organe unique 23, libérant la section débitante maximale pour les gaz d'échappement du moteur à combustion interne, dans une position d'ouverture maximale de la soupape wastegate 20 en appui sur une butée 26. Au régime N,, , la soupape wastegate 20 n'est pas complètement ouverte. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air sont alors fermés. La figure 8 illustre un mode de réalisation analogue à celui de la figure 4, mais utilisant un collecteur subdivisé à deux branches. Il s'en distingue par le fait qu'une cloison 27 sépare la tuyère d'admission de la volute de la turbine 3, depuis sa bride d'entrée jusqu'à la protubérance 24, en deux conduits 28 et 29 prolongeant les deux conduits cloisonnés du collecteur subdivisé non représenté. La forme de l'extrémité aval de la cloison se termine, par une forme épousant la protubérance 24, qu'elle affleure dans sa position fermée, et par une partie droite suivant l'axe IX IX. La figure 9 montre la section débitante minimale offerte au flux des gaz d'échappement par les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 en position minimale d'ouverture et la figure 10 montre la forme des conduits 28 et 29 à proximité de la bride d'entrée du carter de turbine. Ce mode de réalisation engendre un pulse converter à géométrie variable puisque son degré d'étranglement évolue avec la position de l'organe unique 23. Cette configuration associée à une turbine à géométrie fixe apporte les mêmes avantages pour le remplissage des cylindres aux bas régimes du moteur que ceux procurés par une turbine à double volute associée à un collecteur d'échappement subdivisé. Son fonctionnement est analogue à celui du mode de réalisation décrit aux figures 4 à 7. Un réglage fin de la section minimale d'ouverture, par exemple à l'aide d'un volet réglable tel que celui décrit à la figure 4, est possible, mais n'a pas été représenté. Selon l'invention, un collecteur subdivisé peut aussi être adapté au mode de réalisation décrit à la figure 3. Les collecteurs subdivisés sont généralement divisés en deux branches regroupant plusieurs cylindres, mais on peut aussi envisager un nombre de branches plus élevé, par exemple égal au nombre total de cylindres du moteur pour obtenir un découplage complet des phases d'échappement de chaque cylindre, particulièrement intéressant en mode de freinage. Cette technique permet d'obtenir un volume de chaque branche monocylindre plus réduit et ainsi d'augmenter l'énergie des gaz d'échappement fournie à la turbine aux très bas régimes du moteur. Les figures 11 à 13 illustrent un mode de réalisation sans wastegate appliqué à une turbine à double volute et à un collecteur d'échappement subdivisé à deux branches. La turbine 3 comporte deux volutes séparées par une cloison 30; chaque volute est repérée par son col d'entrée, la sectionAT, se rapporte à la volute adjacente au corps de paliers; la section AT2 se rapporte à la volute située du côté de la sortie de la turbine. Une cloison 27 sépare la tuyère d'admission de la volute ATI, depuis sa bride d'entrée jusqu'à proximité du col d'entrée AT', en deux conduits 28 et 29 prolongeant les deux conduits cloisonnés du collecteur subdivisé non représenté. La volute AT, est toujours alimentée par les gaz d'échappement du moteur à combustion interne 1. Une soupape 31 de mise en communication des conduits 28 et 29 avec le conduit 32 alimentant la volute AT2 est située contre la partie amont des conduits 28 et 29 de la tuyère d'admission de la volute AT,. La cloison 27 s'étend jusqu'à la soupape 31, d'une construction analogue à celle d'une soupape wastegate, et sépare ainsi l'orifice circulaire de mise en communication en deux parties, semi-circulaires, constituant à cet endroit aussi le siège de la soupape 31. Lorsque la soupape 31 s'ouvre, le flux de gaz d'échappement provenant du conduit 28 ou 29, alimenté par une bouffée, se décharge dans le conduit 32, puis dans l'autre conduit 29 ou 28, alors peu ou pas alimenté. Le débit dérivé d'air est introduit symboliquement au point B dans le conduit 32. La soupape de mise en communication 31, commandée par un actionneur non représenté, permet ainsi de faire varier la section débitante du flux des gaz d'échappement des cylindres, entre une section minimale représentée à la figure 12 et une section maximale AT, égale à la somme des sections des AT, et AT2, lorsque la soupape 31 est en position d'ouverture maximale. Aux bas régimes du moteur, la soupape de mise en communication 31 est fermée et les gaz d'échappement alimentent alors la section débitante minimale du conduit 28 ou du conduit 29, tandis que le débit dérivé d'air alimente la volute AT2. Avec l'ouverture progressive de la soupape 31, les gaz d'échappement alimentent une section débitante croissant vers la section débitante maximale AT, tandis que le débit dérivé d'air diminue pour s'annuler à un régime compris entre le régime No et le régime Nm du moteur. La soupape de mise en communication 31 joue un rôle similaire à celui des moyens d'étranglement à géométrie variable 19 précédemment décrits. Durant son passage dans la volute AT2, le débit dérivé d'air est réchauffé par la chaleur provenant des parois de la turbine 3. Deux conduits fixes 33 et 34, représentés aux figures 11 et 12, peuvent être prévus entre le conduit 32 et le col AT, pour compléter son admission, alors partielle, lorsque la soupape 31 est fermée, par une partie du débit dérivé et la rendre ainsi plus totale. Le mode de réalisation avec une turbine à double volute permet d'accroître le taux de dérivation X. On peut également prévoir une wastegate mettant en communication l'amont du conduit 32 avec le conduit de sortie 18 de la turbine 3. Ce mode de réalisation peut aussi s'appliquer à un collecteur non subdivisé, en supprimant la cloison 27. Dans ce cas, la soupape de mise en communication 31 peut être complétée par des moyens d'étranglement à géométrie variable 19, solidaires ou séparés de la soupape de mise en communication 31. La figure 14 illustre une turbine à géométrie variable selon l'invention, où le stator est du type à ailettes pivotantes. Le débit dérivé d'air est introduit dans la zone 35 au point B, entre le stator variable 36, représenté de façon simplifiée en position d'ouverture minimale, et la roue 37 de la turbine 3'. Le débit dérivé d'air est introduit de préférence de façon symétrique, sous forme de canaux annulaires 38, 39 ménagés dans les faces latérales de la zone précitée, selon une direction telle que l'incidence de l'écoulement résultant du mélange gaz-air soit optimale pour alimenter la roue de turbine 37. Le débit dérivé d'air contribue à réduire les fuites de gaz parasites contournant le stator. L'invention est également applicable dans le cas d'un stator du type à piston coulissant. Les figures 15 et 16 illustrent un mode de réalisation des moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air au moyen d'une soupape antiretour. Elle est constituée par un piston 40 coulissant libre dans une chemise cylindrique 41. La chemise cylindrique 41 est alimentée d'un côté par le débit dérivé d'air en provenance du point A, sensiblement à la pression P2, et de l'autre côté par la pression P3/2 provenant d'un piquage 42 par l'intermédiaire d'un tuyau de faible section de passage. La position du piston est fonction des pressions s'exerçant sur ses faces opposées. Lorsque la pression P3n est supérieure à la pression P2, le piston est en appui, par la partie conique 43 de sa jupe 44, sur un siège conique 45, et la soupape anti-retour se trouve en position fermée, comme représenté à la figure 15. Lorsque la pression P2 est supérieure à la pression P3R, le piston est en appui sur sa face opposée et la soupape anti-retour se trouve en position ouverte, comme représenté à la figure 16. Le débit dérivé d'air s'échappe radialement, à travers la section de passage maximale offerte par les lumières 46 pratiquées dans la chemise cylindrique 41, en direction du point B. Le taux de dérivation X et le régime du moteur auquel il s'annule pourront être d'autant plus élevés que la pression P3/2 est faible. Le piquage 42 sera par conséquent positionné entre le point B et la roue de la turbine, où règne la pression la plus faible égale à P3R. Il peut aussi être positionné au niveau du col des moyens d'étranglement 19, dans leur position minimale d'ouverture. La figure 17 est une installation analogue à celle de la figure 1, dans laquelle le débit dérivé d'air est réchauffé en refroidissant les gaz EGR. Le refroidisseur 13 devient aussi réchauffeur d'air. Cet échangeur airgaz peut être de tout type approprié. Il peut être d'un mode de réalisation très simple, dans lequel le conduit de dérivation 15 est disposé concentriquement au conduit EGR 11. Cette solution est particulièrement intéressante lorsque le recyclage EGR doit intervenir dans tout le champ de fonctionnement du moteur. Il permet de réchauffer le débit dérivé d'air jusqu'à une valeur proche de la température des gaz d'échappement du moteur et de refroidir les gaz EGR jusqu'à une température proche de la température de l'air sortie du compresseur, ou du refroidisseur d'air 8 si le point A est situé en aval du refroidisseur d'air 8. Cela permet aussi de réduire le flux de chaleur communiqué à l'eau du moteur habituellement utilisée pour refroidir les gaz EGR. On peut aussi compléter l'installation par un refroidisseur EGR-eau classique pour refroidir les gaz EGR à une température aussi basse que possible. Le débit dérivé d'air présente l'avantage de compenser la réduction du débit d'air engendrée par le recyclage EGR, ce qui facilite l'adaptation du compresseur au moteur. Une lame d'air interne ou enveloppe d'air externe 47, destinée à maintenir les parois extérieures de la turbine à une température aussi basse que possible, peut être alimentée par une fraction du débit dérivé d'air non réchauffé; cette fraction est prélevée en un point situé entre les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air et l'échangeur air-gaz 13 et dirigée par un conduit de dérivation supplémentaire 48 en direction de la turbine 3. Bien entendu, un conduit de dérivation supplémentaire 48 non réchauffé peut être appliqué à toutes les formes de réalisation de l'invention, l'avantage procuré étant d'autant plus important que le débit dérivé d'air a été réchauffé avant son introduction au point B. La figure 18 est une installation analogue à celle de la figure 17, dans laquelle le débit dérivé d'air peut être réchauffé par les gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate. Cette installation se distingue de celle de la figure 17, par le fait que la soupape de recyclage réglable 12 est située en aval de l'échangeur air-gaz 13 et que la soupape wastegate 20 est toujours branchée entre le conduit 4 des gaz d'échappement et le conduit de sortie 18 de la turbine 3, mais située en aval de l'échangeur air-gaz 13. Le débit de gaz d'échappement, déchargé à la sortie 18 de la turbine, réchauffe ainsi le débit dérivé d'air dès que la soupape wastegate 20 est ouverte. Elle peut être ouverte ou fermée indépendamment de la soupape de recyclage réglable 12. Compte tenu de la différence de pression importante régnant entre l'entrée et la sortie de la turbine 3, l'efficacité de l'échangeur air-gaz 13 peut être élevée. La température du débit dérivé d'air, ainsi réchauffé, atteint à la sortie de l'échangeur air-gaz 13 une valeur proche de la température des gaz d'échappement à la sortie du moteur. Le cycle de récupération d'énergie opéré par le débit dérivé d'air améliore sensiblement le rendement r7,,,, et par conséquent celui du moteur en abaissant la pression P3, pour une pression P, donnée. Le taux de dérivation X s'annule à un régime moteur accru. Ce dispositif de récupération d'énergie est applicable à tout type de moteur et de turbocompresseur. Il est bien entendu d'autant plus efficace que le rendement du compresseur r h. et le rendement de la turbine 77T sont élevés. Il peut être combiné avec le système de recyclage EGR, décrit à la figure 17, comme représenté à la figure 18, mais peut naturellement être mis en oeuvre sans l'installation de recyclage EGR. Pour les moteurs à rendement de turbocompresseur élevé, où la pression P2 est toujours supérieure à la pression P3, le cycle de récupération d'énergie décrit précédemment peut être mis en oeuvre sans les moyens d'étranglement à géométrie variable 19. La figure 19 montre un corps de paliers 49, où seule la partie nécessaire à la description est représentée en coupe partielle, relié à un corps de turbine 50 par un collier de serrage en V 51. Une roue de turbine 37 est accouplée par un arbre 7 à une roue de compresseur non représentée. Un volet 22 rotatif, en rotation autour d'un axe de rotation parallèle à l'axe de l'arbre 7, est disposé dans la tuyère d'admission d'une volute 52 de la turbine 3. Ce volet constitue les moyens d'étranglement à géométrie variable 19; il est représenté en trait plein en position d'ouverture minimale et en pointillés en position d'ouverture maximale pour le flux des gaz d'échappement. Le mécanisme de commande en rotation du volet 22 et son actionneur ne sont pas représentés. Un écran thermique 53 est monté entre le corps de paliers 49 et le corps de turbine 50. L'écran est de forme adaptée pour diriger une fraction du débit dérivé d'air, introduite par un conduit 54 ménagé dans le corps de paliers, radialement en direction de l'arbre 7 dans un espace 55 situé entre le corps de paliers 49 et l'écran thermique 53, puis radialement dans un espace 56 situé entre un disque arrière 57 de la roue de turbine 37 et l'écran thermique 53. Cette fraction du débit dérivé d'air s'échappe en direction d'un espace 58 inscrit entre un autre écran thermique 59, de contour cylindrique, et la volute 52. Cette fraction du débit dérivé d'air est intensément réchauffée lors de son passage dans l'espace 56, en raison de la très grande vitesse relative entre le disque arrière 57 et le flux d'air. La forme de l'écran thermique 53 est adaptée pour réaliser une compression de l'air centrifugé dans l'espace 56. Le flux d'air est également réchauffé par le corps de paliers dans l'espace 55. Ces dispositions facilitent l'amorçage du débit dérivé d'air. Une autre fraction du débit dérivé d'air est introduite par une ouverture 60, disposée latéralement dans le corps de turbine 50. Un jeu d'ailettes 61, de nombre impair dans la représentation de la figure 19, est disposé radialement autour d'une paroi 62, de forme cylindrique, pour augmenter la surface d'échange entre le flux d'air et les parois chaudes de la turbine 3. Un autre jeu d'ailettes 63, également de nombre impair dans la représentation de la figure 19, est disposé radialement en aval de la roue de turbine 37, à partir de la paroi 62, vers l'intérieur d'un conduit 64. Une faible quantité d'air est prélevée sur l'air introduit par l'ouverture 60 et dirigée vers un espace annulaire 65, situé entre la paroi extérieure du corps de turbine 50 et l'écran thermique 59, pour maintenir les parois extérieures de la turbine à basse température et ainsi réduire sensiblement la dissipation de chaleur du corps de turbine 50. Le flux d'air réchauffé par les ailettes 61 et le flux d'air provenant de l'espace annulaire 65 s'échappent en direction de l'espace 58. Comme visible aux figures 19 et 20, l'écran thermique 59 est interrompu au voisinage des parois de la volute 52. Avec une forme plus compliquée, l'écran 10 thermique pourrait s'étendre vers la bride d'entrée 66 de la turbine 3. Pour simplifier la réalisation en fonderie du corps de turbine, il est naturellement possible de prévoir une pièce séparée pour le jeu d'ailettes 61, qui pourrait être solidaire d'une paroi cylindrique extérieure constituant une partie de l'écran 59 et d'une paroi cylindrique intérieure, emmanchée sur la paroi 62. L'espace 58 est ainsi alimenté par la totalité du débit dérivé d'air, introduit par les conduits 54 et 60, après avoir été réchauffé. L'espace 58 constitue une volute d'air réchauffé, dont la section de passage visible à la figure 20, augmente tandis que celle de la volute 52 diminue. Cette disposition illustre bien que l'admission de la turbine avec le mélange gaz-air reste totale quelle que soit la position du volet 22. La pièce montée à la sortie de la turbine, non représentée à la figure 19, est destinée à recevoir les gaz issus du conduit 64 et à obturer l'espace annulaire extérieur, concentrique au conduit 64, traversé par le débit dérivé d'air. Un joint d'étanchéité est prévu dans la gorge 67 de la paroi 62. Les dimensions des ailettes 61 et 62 peuvent être adaptées aux objectifs de réchauffage. Une partie de la surface d'échange peut être reportée dans la pièce précitée, montée à la sortie de la turbine. Lorsqu'une autre fraction du débit dérivé d'air est réchauffée dans un échangeur 13, jusqu'à une valeur proche de la température des gaz d'échappement à la sortie du moteur, cette fraction sera avantageusement introduite directement dans l'espace 58. En fonction du niveau de la compression de l'air centrifugé dans l'espace 56, il peut s'avérer nécessaire de séparer l'espace 58 par une cloison, non représentée à la figure 19, s'étendant radialement jusqu'aux parois extérieures du corps de turbine 50, par exemple au niveau de l'axe XX XX, et interrompant l'écran thermique 59. Lorsque le taux de dérivation X n'est pas nul, le débit d'air mz fourni au moteur est inférieur au débit d'air ric, traversant le compresseur, dont la mesure est généralement utilisée par l'unité de contrôle et de commande 21. En l'absence de mesure, le débit d'air rn2, ou du mélange air-EGR, peut être déduit avec une précision suffisante à partir du régime du moteur, du rendement volumétrique et de la densité à l'admission du moteur. REVENDICATIONSSUMMARY OF THE INVENTION The present invention proposes to remedy the drawbacks mentioned above, in particular to the significant reduction in the efficiency of the turbine in partial admission, while preserving a high level of simplicity and a possibility of use with any type of turbocharger or turbines, even for smaller turbochargers, without necessarily having to resort to double turbocharging. It also aims to be applied in conjunction with an exhaust manifold subdivided or not. Another goal is to promote the potential for recycling exhaust gas called EGR and the braking potential of the engine using the turbocharger. EGR recycling requires that the pressure P3 is greater than the pressure P2, which excludes the implementation of a flow derived from air. An object of the invention is to solve this impossibility. Another object is also to integrate most of the elements constituting the invention in the turbocharger and in particular in the turbine. Another purpose is still to allow improved operation under conditions of momentary overload of the engine, called overboost. They involve, for a short time, a significant increase in the compressor pressure ratio and the exhaust temperature upstream of the turbine compared to normal full load conditions. The invention relates to an internal combustion engine supercharged by at least one turbocharger, comprising a bypass duct providing a flow derived from air from a point A situated downstream of the compressor, on which flow interruption means air derivative are provided, towards a point B located between the downstream end of the exhaust manifold and the turbine wheel, characterized in that variable geometry throttling means are provided on the gas inlet of exhaust to the turbine wheel upstream of the above-mentioned point B, the degree of throttling of which is chosen such that the pressure P3 prevailing upstream of the turbine wheel remains substantially less than the boost pressure P2, in any case where a flow derived from air is desired, to create a total admission of the turbine with the gas-air mixture, leading to the lowest possible exhaust pressure P3 for a pressure of P2 supercharging given. This corresponds to the yield rj, a maximum possible and the most favorable pressures P2 and P3 for the engine. The pressure P3 / z represents the static pressure of the flow after its setting speed in the stator part of the turbine. The difficulty of organizing a derived flow no longer exists when a sufficient restriction of the aforementioned type is practiced on the admission of the exhaust gases to the turbine wheel, to attenuate the fluctuations of the pressure P3R and to introduce a sufficient difference between the pressure P3 and the pressure P3R. This also reduces the mechanical stresses of the vanes of the turbine wheel. Means for controlling the air-derived flow rate on the bypass duct between point A and point B are no longer necessary. Any type of non-return valve or on-off valve may be the means of interrupting the flow derived from air, since the risk of reversal of the direction of flow no longer exists. It is not necessary to suck the air-derived flow with exhaust gases by a venturi effect. The degree of opening of the variable geometry throttle means is automatically adjusted by a control and control unit, depending on the state variables and the control variables of the internal combustion engine, to control the pressure P2 and the pressure P3. It is observed that a constriction, practiced in the inlet nozzle of a fixed geometry turbine to make its partial admission, leads to a decrease of the yield 172 approximately linear with the reduction of the flow section, a much more severe fall than in the case of a turbine with variable geometry. However, the addition of a flow derived from air, restoring the total intake, allows the turbine to operate at its best efficiency, thereby eliminating the effect of maladjustment. The flow derived from air plays a role of fluid flywheel. The total yield rl ,,,, =,. Erit, /. 1h. can be expressed by the relation / Ahc ,,, Ti12 h2, is, tot ht, tot m2 l 17r0r = = 1) ihT, is / m3 h3, tot h4, is, stat m3 2864994 6 where rh2 is the mass flow rate from the air supplied by the compressor to the engine, rn3 is the mass flow of the exhaust gas supplied by the engine to the turbine, h is the enthalpy, 1 is the compressor inlet state, 2 is the state at the outlet of the compressor, 3 is the state at the inlet of the turbine, and 4 is the state at the outlet of the turbine. This expression includes all the effects of non-adiabaticity, including the turbine. It also applies in the case where the air flow rhyme supplied to the engine is only a fraction of the flow of air rim, passing through the compressor and where the flow of gas m3 supplied by the engine to the turbine n It is not equal to the outgoing m4 flow of the turbine, as in the case of the wastegate or the air-derived flow rate. In this case, the energy cost of the derived flow is included in the expression. The yield ri ,,, then no longer represents the efficiency of the turbocharger itself, but an apparent performance of the turbocharger for the engine. A derivation rate, hereinafter referred to as X, can be defined as the ratio (rial -rime) / rhyme. It is observed that for a regime of the engine lower than the No regime, the bypass rate X increases with the degree of throttling of the exhaust gases. The increase in the bypass rate results in a decrease in the non-adiabaticity of the turbine, an improvement in the yield 77 (. and the yield rM, and of course the yield rh thanks to the total admission, the cumulative effect of these influences on the yield 17 ,,,, being all the more important that the pressure ratio of the compressor is low and that the engine speed is low. For a given throttle throttle level, the shunt rate X thus increases with the lowering of the engine speed. It also depends on the basic efficiency 17k ,, of the turbocharger. At low engine speeds, it is possible to achieve an X drift rate of about 50% for an automobile engine and about 60% for a truck engine. The flow derived from air is then equal to or greater than the air flow supplied to the engine. The total admission of the turbine with the air-gas mixture makes it possible, according to the invention, to achieve a yield r) ,,, substantially equal to that of a turbine with variable geometry, for a comparable minimum flow section, when the flow derived from air is not reheated. In the case where the flow derived from air is heated by the exhaust gas, the yield> 7, o can be significantly improved. The recovery potential is all the higher as the air-fuel ratio is close to the stoichiometric ratio. If the heat recovery is maximum, the yield 77, may be close to the yield 17, o, maximum. This makes it possible to substantially lower the speed No at which the pressure P2 is maximum or to consider the removal of the wastegate for a turbine with a fixed geometry. This gives the paradoxical effect that by strangling the flow of the exhaust gas can be increased P2 without significant increase in pressure P3, which is favorable to the efficiency of the engine. The volute of a turbine, particularly with a fixed geometry, is subjected to intense heating because of the very high gas velocities. A very large amount of heat is dissipated to the outside, mainly by radiation. It increases very rapidly with the temperature of the exhaust gas and, with respect to the power supplied by the turbine, with the decrease in the flow rate therethrough. For example, for a turbocharger of an automobile engine with a maximum power of 75 kW, this heat loss represents approximately 2 kW when the temperature of the exhaust gas at the turbine inlet is 600 C and about 4 kW when it is 800 C. A feature of the invention thus consists in minimizing this heat loss by keeping the outer walls of the turbine at a temperature as low as possible with the aid of an internal air gap, or external air envelope. , fed by a small part of the flow rate derived from unheated air. The other part of the air-derived flow can be heated in an air-gas exchanger or inside the turbine in contact with the hot walls. The invention furthermore makes it possible to use the possibilities offered by common rail injection systems by performing, during the initial period of transient operation or overboost operation, a post-fuel injection inside. engine cylinders in advanced relaxation phase. The temperature of the exhaust gas can be increased beyond the maximum permissible turbine temperature, as it is cooled by the air-derived flow rate. Of course, assuming an additional degree of complexity, it is possible to burn fuel injected into the flow derived from air before expansion in the turbine, to accelerate faster turbocharger. When an air-gas exchanger is provided downstream of the turbine to heat the flow derived from air before its introduction into the turbine, it can, according to the invention, be advantageously integrated with any one of the devices of post- exhaust gas treatment, especially in the form of an air envelope. The invention is of great interest when applied to a turbine with a fixed geometry with a single volute equipped with a wastegate valve or not, associated with a non-subdivided manifold or a subdivided manifold. It also applies, in the same cases, to a double volute turbine. The invention can also be applied to a turbocharger using a variable geometry turbine, of the variable stator type, for example by pivoting fins, in which the variable stator constitutes the variable geometry throttling means. According to the invention, the ability to adjust the pressure P3 by the throttling means gives the engine a braking power potential and an increased exhaust gas recirculation potential. It can also be used for a short time at the beginning of a transient phase from a very low load, to increase the pressure and the temperature of the exhaust gases, and thus obtain a faster establishment of the flow derived from air. The invention also provides for recovering the heat of the EGR gas or gases discharged by the wastegate valve, usually lost, to communicate it to the flow derived from air. DESCRIPTION OF THE INVENTION The invention consists, apart from the arrangements set out above, in a certain number of other provisions which will be explicitly discussed below with reference to the examples described with reference to the attached drawings. but which are in no way limiting. FIG. 1 represents a diagram of an internal combustion engine supercharged by a turbocharger, with a fixed geometry turbine, equipped with a throttle device with variable geometry of the intake of the exhaust gases and a flow rate derived from heated air. Figure 2 shows a similar diagram for a turbocharger, with variable geometry turbine. FIG. 3 is a diagrammatic view, in partial cross-section in planar development, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with a fixed geometry in an embodiment variant, in which the variable geometry throttling means are separated from the wastegate valve, for a non-subdivided exhaust manifold. FIG. 4 is a diagrammatic view, in partial section, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with a fixed geometry in an alternative embodiment, in which the variable-geometry throttling means and the wastegate valve are integral, also for a non-subdivided exhaust manifold. FIG. 5 is a view cut along the axis V V of FIG. 4. Figure 6 and Figure 7 are views similar to Figure 4, shown in two other open positions. FIG. 8 is a diagrammatic view, in partial section, of the intake nozzle of the volute of a turbine with a fixed geometry in an alternative embodiment similar to that of FIG. 4 for a divided exhaust manifold with two branches . Figure 9 is a section along the IX axis IX of Figure 8. Figure 10 is a section along the X X axis of Figure 8. Figure 11 is a schematic view, in partial section, of the inlet nozzles of a double-volute turbine, for a divided exhaust manifold with two branches. Figure 12 is a section along the axis XII XII of Figure 11. Figure 13 is a section along the axis XIII XIII of Figure 11. Figure 14 is a schematic view, in partial section, of the area between the stator and the wheel of a variable geometry turbine, which is introduced the flow derived from air. Figure 15 and Figure 16 are schematic views, in section, of an alternative embodiment of a non-return valve, in the closed position and in the open position. Figure 17 is an installation similar to that of Figure 1, wherein the flow derived from air is heated by cooling the EGR gas. Figure 18 is an installation similar to that of Figure 17, wherein the air-derived flow rate can be warmed by the exhaust gas discharged from the wastegate valve. FIG. 19 is a partial cross-sectional view of a turbocharger, without integrated wastegate valve, showing an alternative embodiment of the flow path derived from air inside the turbine to maintain its external walls at low temperature and to organize the reheating the flow derived from air. Figure 20 is a section along the XX XX axis of Figure 19 to illustrate other details of embodiment. In the various figures of the drawings, the same reference numbers or references designate parts or elements of identical or similar structure. The internal combustion engine shown in FIG. 1, which is a spark ignition engine or a diesel engine, is equipped with a turbocharger 2 comprising a fixed geometry turbine 3 operating with exhaust gases, or with a mixture of exhaust gas and air, mounted on the duct 4 of the exhaust gas and a compressor 5 mounted on the duct 6 of the air intake. The rotational movement of the wheel of the turbine 3 is transmitted via a shaft 7 to the compressor 5, which draws the surrounding air at atmospheric pressure and brings it to an increased pressure. This pressurized air is then cooled in the cooler 8 of the intake air and then introduced as intake air into the cylinders 9 of the internal combustion engine 1. The internal combustion engine 1 comprises an EGR exhaust gas recirculation installation 10, comprising a recirculation duct 11 between the exhaust gas duct 4 and the air intake duct 6, as well as a recirculation duct 11. adjustable recycling valve 12 and a cooler 13. In addition, the internal combustion engine 1 comprises an air-derived flow installation 14 comprising a bypass duct 15 between a point A situated downstream of the compressor 5 and a point B located immediately upstream of the inlet duct. the volute of the turbine 3, means 16 for interrupting the flow derived from air, an air heater 17 mounted on the outlet duct 18 of the turbine 3. The means 16 for interrupting the flow derived from air are closed as soon as the pressure P becomes greater than the pressure Pz. This condition results directly from the base% 'ho performance of the turbocharger. The air heater 17 represents a specific air-gas exchanger or, according to the invention, advantageously integrated with any one of the aftertreatment devices of the exhaust gases, arranged downstream of the turbine, in the form of air envelope. It can also represent an integrated air heater in the turbine. The turbine 3 is provided, in the inlet nozzle of its volute, variable geometry throttling means 19 which can adjust variably the flow section of the flow of exhaust gas. The adjustment of this flow section is based on variables of state and control of the internal combustion engine and associated components. The flow section can be adjusted between a minimum value, corresponding to the maximum throttle, and a maximum value corresponding to the maximum flow section of the turbine determined by the inlet neck of its volute. The maximum throttling position occurs in particular when the maximum pressure P2 is sought at low speeds of the engine, or when the engine operates as a brake, to produce the highest possible pressure P, in order to increase the delivery pressure of the engines. pistons. The minimum flow section, offered to the flow of the exhaust gases by the variable geometry throttling means 19 in the minimum opening position, will generally be between 15% and 35% of the AT section of the inlet neck of the volute, the degree of closure can be even greater than the flow derived from air is heated. The maximum open position occurs, in particular, when the engine is operating at a high speed. In addition, a wastegate valve 20, connected between the duct 4 of the exhaust gas and the outlet duct 18 of the turbine 3, is provided upstream of the variable geometry constriction means 19. A wastegate is needed when a very closed turbine is used to obtain maximum P2 pressure at very low engine speeds. A wastegate is not needed when a more open turbine is used to promote high engine performance. In the case where a wastegate valve 20 is used, it is preferable that it be located upstream of the variable geometry throttling means 19. It can thus be opened beyond the engine speed No, while the variable geometry throttle means 19 are not yet in the maximum open position, without the risk that a part of the air-derived flow rate will not be reached. escapes through the wastegate. The discharge of the exhaust gases through the wastegate valve 20 thus positioned also has the advantage of attenuating the fluctuations of the pressure P3, and therefore of the pressure P3R, when the variable geometry constriction means 19 are not plus in minimum open position. The interest of maintaining the flow rate derived from air at a higher rate than the No regime is even more marked than the derived flow is heated. The set of components associated with the internal combustion engine is managed by a control and control unit 21, as a function of the state variables and control variables of the internal combustion engine; in particular the variable geometry throttle means 19, the wastegate valve 20 and the recycling valve 12 are controlled by the control and control unit 21. The means 16 for interrupting the flow derived from air, represented by a non-return valve, can also be provided by an adjustable valve, or all or nothing, then also controlled by the control and control unit 21. FIG. 2 represents an installation similar to that of FIG. 1, in the case of a variable geometry turbine 3 ', of the variable stator type by pivoting vanes, the variable stator 19' constituting the throttling device in place and place variable geometry throttling means 19 of Figure 1. The introduction point B of the air-derived flow rate is then located between the variable stator and the wheel of the turbine 3 '. This installation does not include a wastegate. The throttle means of variable geometry 19 will generally be provided in the inlet nozzle of the volute of the fixed geometry turbine 3. A rotary valve, for example of the flap or butterfly type, or a protrusion obstructing the nozzle, for example an articulated nozzle, may constitute the variable-geometry throttling means 19. More complex embodiments, for example of the protrusion type with axial guidance, are conceivable but will not be described. Variable geometry throttling and wastegate functions may or may not be separate. FIG. 3 schematically illustrates an embodiment in which the two aforementioned functions are separated. It shows the arrangement of the various elements inside the inlet nozzle of the volute of the turbine 3. The introduction of the air-derived flow at the downstream end of the bypass conduit 15 symbolically ends at the point B immediately upstream of the AT section of the inlet neck of the volute. A rotating flap 22 rotates about its axis of rotation and forms the variable geometry throttling means 19 whose degree of opening can be adjusted between a minimum opening position and a maximum opening position. The degree of opening is maximum in the position, shown in dashed lines, where it bears against the wall of the nozzle. A position close to the minimum open position is represented by the shutter drawn in full line, the minimum open position is determined by a stop, not shown, which can be operated by a support surface of the shutter to the inside the nozzle, or also outside on the control mechanism of the shutter not shown. The position of the flap is controlled by an actuator of the type used to control a wastegate or the variable stator of a variable geometry turbine. A wastegate valve 20, of well-known type, completes the installation. This valve 20 is controlled by another actuator not shown. FIG. 4 and FIG. 5 schematically illustrate an embodiment, in which the variable geometry throttling function and the wastegate function are provided by a single member 23. The wastegate valve 20 is similar to that of FIG. 4 but has a larger disk diameter, since the exhaust gas discharge port, when open, operates mainly in the zone near its axis. hinge. The throttle means of variable geometry 19 consist of a protrusion 24 secured to the disc of the valve 20. The protrusion 24 is of revolution with respect to the axis of symmetry of the disc of the valve 20. This embodiment makes it possible to maintain a mounting of the disk of the free valve 20 in rotation, guaranteeing good sealing conditions, in the closed position, on the flat surface seat. This embodiment requires a single actuator to control the position of the single member 23. The device is completed by a small adjustable flap 25 optional. Its control mechanism, not shown, comprises an adjustable stop. This adjustable flap calibrates the minimum exhaust flow section, providing the best compromise for braking mode, transient mode and full load stabilized operation for engine speeds below the engine speed. The wastegate must remain closed, as long as the maximum pressure P2 has not been reached. The adjustable flap 25 could also have two stop positions, to better meet different requirements. Figure 6 shows the device of Figure 4 in an intermediate opening position of the single member 23 and a partial opening of the wastegate valve 20, for a regime between the No regime and the N regime. of the engine, the rate of derivation X being progressively reduced by the increase of the flow sucked by the engine, in the end canceling itself. FIG. 7 shows the device of FIG. 4 in a position of maximum opening of the single member 23, releasing the maximum flow section for the exhaust gases of the internal combustion engine, in a position of maximum opening of the wastegate valve 20 resting on a stop 26. At regime N ,, the wastegate valve 20 is not fully open. The interruption means 16 of the flow derived from air are then closed. FIG. 8 illustrates an embodiment similar to that of FIG. 4, but using a divided branch with two branches. It is distinguished by the fact that a partition 27 separates the inlet nozzle of the volute of the turbine 3, from its inlet flange to the protuberance 24, in two ducts 28 and 29 extending the two ducts. partitioned subdivided collector not shown. The shape of the downstream end of the partition ends, by a shape matching the protuberance 24, it is flush in its closed position, and a straight portion along the axis IX IX. FIG. 9 shows the minimum flow section offered to the flow of the exhaust gases by the variable geometry throttling means 19 in the minimum opening position, and FIG. 10 shows the shape of the ducts 28 and 29 in the vicinity of the flange. inlet of the turbine casing. This embodiment generates a pulse converter with variable geometry since its degree of strangulation changes with the position of the single member 23. This configuration associated with a fixed geometry turbine provides the same advantages for filling the cylinders at low engine speeds as those provided by a twin volute turbine associated with a subdivided exhaust manifold. Its operation is analogous to that of the embodiment described in FIGS. 4 to 7. A fine adjustment of the minimum opening section, for example using an adjustable flap such as that described in Figure 4, is possible, but has not been shown. According to the invention, a subdivided collector can also be adapted to the embodiment described in FIG. The subdivided manifolds are generally divided into two branches comprising several cylinders, but it is also possible to envisage a higher number of branches, for example equal to the total number of cylinders of the engine to obtain a complete decoupling of the exhaust phases of each cylinder, particularly interesting in braking mode. This technique makes it possible to obtain a smaller volume of each single-cylinder branch and thus to increase the energy of the exhaust gases supplied to the turbine at very low engine speeds. Figures 11 to 13 illustrate a wastegate-free embodiment applied to a twin-scroll turbine and a split two-branch exhaust manifold. The turbine 3 comprises two volutes separated by a partition 30; each volute is marked by its inlet neck, the sectionAT, refers to the volute adjacent to the bearing body; the section AT2 refers to the volute located on the outlet side of the turbine. A partition 27 separates the inlet nozzle of the volute ATI, from its inlet flange to near the inlet neck AT ', in two ducts 28 and 29 extending the two partitioned ducts of the subdivided manifold not shown. The volute AT is always fed by the exhaust gases of the internal combustion engine 1. A valve 31 for placing the pipes 28 and 29 in communication with the duct 32 supplying the volute AT2 is situated against the upstream part of the ducts 28 and 29 of the intake nozzle of the volute AT. The partition 27 extends to the valve 31, of a construction similar to that of a wastegate valve, and thus separates the circular communication orifice in two semi-circular parts, constituting at this location as well. the seat of the valve 31. When the valve 31 opens, the flow of exhaust gas from the conduit 28 or 29, fed by a puff, discharges into the conduit 32, then into the other conduit 29 or 28, then little or no power. The flow derived from air is introduced symbolically at point B in the duct 32. The communication valve 31, controlled by a not shown actuator, thus makes it possible to vary the flow section of the flow of the exhaust gases of the rolls, between a minimum section shown in FIG. 12 and a maximum section AT, equal to the sum of the sections of AT, and AT2, when the valve 31 is in the maximum open position. At low speeds of the engine, the communication valve 31 is closed and the exhaust gas then supply the minimum flow section of the conduit 28 or the duct 29, while the flow rate of air feeds the volute AT2. With the gradual opening of the valve 31, the exhaust gases supply a rising flow section to the maximum flow section AT, while the air flow rate decreases to cancel at a speed between the No regime and the Nm engine speed. The communication valve 31 plays a role similar to that of the variable geometry throttling means 19 previously described. During its passage in the volute AT2, the flow derived from air is heated by the heat coming from the walls of the turbine 3. Two fixed ducts 33 and 34, shown in FIGS. 11 and 12, may be provided between the duct 32 and the neck AT, to complete its admission, which is then partial, when the valve 31 is closed, by a part of the derived flow and to make it thus more total. The embodiment with a double volute turbine makes it possible to increase the bypass rate X. It is also possible to provide a wastegate placing the upstream of the duct 32 in communication with the outlet duct 18 of the turbine 3. This embodiment can also be applied to a non-subdivided collector, by removing the partition 27. In this case, the communication valve 31 can be supplemented by variable geometry constriction means 19, integral or separate from the communication valve 31. FIG. 14 illustrates a variable geometry turbine according to the invention, in which the stator is of the type with pivoting vanes. The air-derived flow rate is introduced into the zone 35 at the point B, between the variable stator 36, represented in a simplified manner in the minimum open position, and the wheel 37 of the turbine 3 '. The air-derived flow is preferably introduced symmetrically, in the form of annular channels 38, 39 formed in the lateral faces of the aforementioned zone, in a direction such that the incidence of the flow resulting from the gas-air mixture is optimal for feeding the turbine wheel 37. The air-derived flow rate helps reduce stray gas leakage bypassing the stator. The invention is also applicable in the case of a stator of the sliding piston type. FIGS. 15 and 16 illustrate an embodiment of the means 16 for interrupting the flow derived from air by means of a check valve. It consists of a piston 40 sliding freely in a cylindrical jacket 41. The cylindrical jacket 41 is fed on one side by the flow rate derived from air from the point A, substantially at the pressure P2, and on the other side by the pressure P3 / 2 coming from a stitching 42 by the intermediate of a pipe of small passage section. The position of the piston is a function of the pressures exerted on its opposite faces. When the pressure P3n is greater than the pressure P2, the piston is supported, by the conical portion 43 of its skirt 44, on a conical seat 45, and the non-return valve is in the closed position, as shown in FIG. 15. When the pressure P2 is greater than the pressure P3R, the piston bears on its opposite face and the non-return valve is in the open position, as shown in FIG. The flow derived from air escapes radially, through the maximum passage section provided by the lights 46 made in the cylindrical jacket 41, towards the point B. The bypass rate X and the engine speed at which it vanishes can be even higher than the pressure P3 / 2 is low. The stitching 42 will therefore be positioned between the point B and the wheel of the turbine, where there is the lowest pressure equal to P3R. It can also be positioned at the neck of the throttling means 19, in their minimum opening position. Figure 17 is an installation similar to that of Figure 1, wherein the flow derived from air is heated by cooling the EGR gas. The cooler 13 also becomes an air heater. This airgaz exchanger can be of any suitable type. It can be of a very simple embodiment, in which the bypass duct 15 is arranged concentrically with the EGR duct 11. This solution is particularly interesting when the recycling EGR must intervene throughout the operating field of the engine. It makes it possible to heat the flow derived from air up to a value close to the temperature of the engine exhaust gases and to cool the EGR gases to a temperature close to the temperature of the outlet air of the compressor, or air cooler 8 if point A is located downstream of air cooler 8. It also reduces the heat flow to the engine water usually used to cool the EGR gases. We can also complete the installation with a conventional EGR-water cooler to cool the EGR gas at a temperature as low as possible. The air-derived flow rate has the advantage of compensating for the reduction in the air flow generated by the EGR recycling, which facilitates the adaptation of the compressor to the engine. An internal air knife or external air jacket 47, intended to keep the outer walls of the turbine at a temperature as low as possible, can be fed by a fraction of the flow rate derived from unheated air; this fraction is taken at a point situated between the interruption means 16 of the flow derived from air and the air-gas exchanger 13 and directed by an additional bypass duct 48 in the direction of the turbine 3. Of course, an additional non-heated bypass duct 48 can be applied to all the embodiments of the invention, the advantage provided being all the more important that the air-derived flow rate has been warmed up before its introduction. B. Figure 18 is an installation similar to that of Figure 17, wherein the air-derived flow rate can be warmed by the exhaust gas discharged from the wastegate valve. This installation is distinguished from that of FIG. 17, in that the adjustable recycling valve 12 is situated downstream of the air-gas exchanger 13 and the wastegate valve 20 is always connected between the gas duct 4 exhaust and the outlet duct 18 of the turbine 3, but located downstream of the air-gas exchanger 13. The exhaust gas flow, discharged at the outlet 18 of the turbine, thus heats the flow derived from air as soon as the wastegate valve 20 is open. It can be opened or closed independently of the adjustable recycling valve 12. Given the significant pressure difference between the inlet and the outlet of the turbine 3, the efficiency of the air-gas exchanger 13 can be high. The temperature of the air-derived flow rate, thus heated, reaches at the exit of the air-gas exchanger 13 a value close to the temperature of the exhaust gas at the output of the engine. The energy recovery cycle operated by the air-derived flow rate substantially improves the efficiency r7 ,,,, and therefore that of the engine by lowering the pressure P3, for a given pressure P. The shunt rate X vanishes at increased engine speed. This energy recovery device is applicable to any type of engine and turbocharger. It is of course all the more effective that the compressor efficiency r h. and the efficiency of the turbine 77T are high. It can be combined with the EGR recycling system, depicted in Figure 17, as shown in Figure 18, but can of course be implemented without the EGR recycling facility. For engines with high turbocharger efficiency, where the pressure P2 is always greater than the pressure P3, the energy recovery cycle described above can be implemented without the variable geometry throttling means 19. FIG. 19 shows a bearing body 49, where only the part necessary for the description is shown in partial section, connected to a turbine body 50 by a V-shaped clamp 51. A turbine wheel 37 is coupled by a shaft 7 to a compressor wheel, not shown. A rotating flap 22, rotating about an axis of rotation parallel to the axis of the shaft 7, is disposed in the inlet nozzle of a volute 52 of the turbine 3. This component constitutes the variable geometry throttling means 19; it is represented in solid lines in the minimum open position and in dashed lines in the maximum open position for the flow of the exhaust gases. The rotation control mechanism of the flap 22 and its actuator are not shown. A heat shield 53 is mounted between the bearing body 49 and the turbine body 50. The screen is shaped to direct a fraction of the flow derived from air, introduced by a conduit 54 formed in the bearing body, radially towards the shaft 7 in a space 55 located between the bearing body 49 and the heat shield 53, then radially in a space 56 located between a rear disk 57 of the turbine wheel 37 and the heat shield 53. This fraction of the flow derived from air escapes towards a space 58 inscribed between another heat shield 59, of cylindrical contour, and the volute 52. This fraction of the air-derived flow rate is intensely heated as it passes through the space 56, due to the very high relative speed between the rear disc 57 and the air flow. The shape of the heat shield 53 is adapted to perform a compression of the air centrifuged in the space 56. The airflow is also heated by the bearing body in the space 55. These arrangements facilitate the priming of the flow derived from air. Another fraction of the air-derived flow rate is introduced through an opening 60 disposed laterally in the turbine body 50. A set of fins 61, of odd number in the representation of FIG. 19, is arranged radially around a wall 62, of cylindrical shape, to increase the exchange surface between the air flow and the hot walls. the turbine 3. Another set of fins 63, also of odd number in the representation of FIG. 19, is disposed radially downstream of the turbine wheel 37, from the wall 62, towards the inside of a duct 64. A small amount of air is taken from the air introduced through the opening 60 and directed towards an annular space 65, located between the outer wall of the turbine body 50 and the heat shield 59, to maintain the outer walls of the turbine at low temperature and thus substantially reduce the heat dissipation of the turbine body 50. The air flow reheated by the fins 61 and the airflow from the annular space 65 escape towards the space 58. As can be seen in FIGS. 19 and 20, the heat shield 59 is interrupted in the vicinity of the walls of the volute 52. With a more complicated form, the thermal shield could extend toward the inlet flange 66 of the turbine 3. To simplify the foundry realization of the turbine body, it is naturally possible to provide a separate piece for the set of fins 61, which could be integral with an outer cylindrical wall constituting a portion of the screen 59 and a inner cylindrical wall, fitted on the wall 62. The space 58 is thus fed by the entire flow derived from air, introduced through the conduits 54 and 60, after being heated. The space 58 is a heated air volute, whose passage section visible in Figure 20, increases while that of the volute 52 decreases. This arrangement illustrates that the admission of the turbine with the gas-air mixture remains total regardless of the position of the flap 22. The part mounted at the outlet of the turbine, not shown in Figure 19, is intended to receive the gas from the conduit 64 and to close the outer annular space, concentric with the conduit 64, through which the flow derived from air. A seal is provided in the groove 67 of the wall 62. The dimensions of the fins 61 and 62 can be adapted to the heating objectives. Part of the exchange surface may be carried in the aforementioned part mounted at the outlet of the turbine. When another fraction of the flow derived from air is heated in an exchanger 13 to a value close to the temperature of the exhaust gas at the engine outlet, this fraction will advantageously be introduced directly into the space 58. Depending on the level of compression of the air centrifuged in the space 56, it may be necessary to separate the space 58 by a partition, not shown in Figure 19, extending radially to the outer walls of the turbine body 50, for example at the XX XX axis, and interrupting the heat shield 59. When the bypass rate X is not zero, the flow rate of air supplied to the engine is less than the air flow ric, passing through the compressor, the measurement of which is generally used by the control and control unit. . In the absence of measurement, the airflow rn2, or the air-EGR mixture, can be deduced with sufficient precision from the engine speed, volumetric efficiency and engine inlet density. CLAIMS
1. Moteur à combustion interne suralimenté par au moins un turbocompresseur, comportant un conduit de dérivation (15) assurant un débit dérivé d'air à partir d'un point (A) situé en aval du compresseur (5), sur lequel des moyens d'interruption (16) du débit dérivé d'air sont prévus, vers un point (B) situé entre l'extrémité aval du conduit (4) des gaz d'échappement et la roue de turbine (37), caractérisé en ce que des moyens d'étranglement à géométrie variable (19) sont prévus sur l'admission des gaz d'échappement à la roue de turbine (37) en amont du point (B) précité, dont le degré d'ouverture est choisi de telle façon que la pression P3R régnant en amont de la roue de turbine (37) reste essentiellement inférieure à la pression de suralimentation P2, dans tous les cas où un débit dérivé d'air est souhaité, pour créer une admission totale de la turbine avec le mélange gaz-air, conduisant à la pression des gaz d'échappement P3 la plus basse possible pour une pression de suralimentation P2 donnée. An internal combustion engine supercharged by at least one turbocharger, comprising a bypass duct (15) providing a flow derived from air from a point (A) situated downstream of the compressor (5), on which means of interruption (16) of the air-derived flow rate are provided to a point (B) situated between the downstream end of the exhaust duct (4) and the turbine wheel (37), characterized in that variable geometry throttling means (19) are provided on the intake of exhaust gases to the turbine wheel (37) upstream of the aforementioned point (B), the degree of opening of which is chosen in such a way that the pressure P3R prevailing upstream of the turbine wheel (37) remains substantially less than the supercharging pressure P2, in all cases where a flow derived from air is desired, to create a total admission of the turbine with the mixture gas-air, leading to the lowest exhaust pressure P3 poss target for a given boost pressure P2.
2. Moteur suralimenté selon la revendication 1, caractérisé en ce que le degré d'ouverture des moyens d'étranglement à géométrie variable (19) est ajusté automatiquement par une unité de contrôle et de commande (21), en fonction des grandeurs d'état et des grandeurs de commande du moteur à combustion interne, pour contrôler la pression P2 et la pression P. Supercharged engine according to Claim 1, characterized in that the degree of opening of the variable geometry throttle means (19) is automatically adjusted by a control and control unit (21), depending on the magnitudes of the engine. state and control variables of the internal combustion engine, to control the pressure P2 and the pressure P.
3. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que les parois extérieures de la turbine sont maintenues à une température aussi basse que possible à l'aide d'une lame d'air interne, ou enveloppe d'air externe, alimentée par une faible partie du débit dérivé d'air non réchauffé.3. Supercharged engine with a radial turbine turbocharger according to claim 1 or 2, characterized in that the outer walls of the turbine are maintained at a temperature as low as possible with the aid of an internal air knife, or external air envelope, fed by a small part of the flow rate derived from unheated air.
4. Moteur suralimenté selon la revendication 3, caractérisé en ce que la température des gaz d'échappement du moteur peut être momentanément accrue au delà de la température maximale admissible de la turbine (3) par introduction de combustible additionnel effectué sous forme de postinjection de combustible à l'intérieur des cylindres du moteur en phase de détente avancée. 4. Supercharged engine according to claim 3, characterized in that the temperature of the engine exhaust gas can be momentarily increased beyond the maximum permissible temperature of the turbine (3) by introduction of additional fuel carried out in the form of post-injection of fuel inside the engine cylinders in the advanced phase of relaxation.
5. Moteur suralimenté selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce qu'un échangeur de chaleur (17) prévu en aval de la turbine pour réchauffer le débit dérivé d'air avant son introduction dans la turbine est intégré à l'un quelconque des dispositifs de post-traitement des gaz d'échappement, sous forme d'enveloppe d'air. 5. Supercharged engine according to one of claims 1 to 4, characterized in that a heat exchanger (17) provided downstream of the turbine for heating the flow derived from air before its introduction into the turbine is integrated into the any of the aftertreatment devices of the exhaust gas, in the form of an air envelope.
6. Moteur suralimenté par turbocompresseur selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que la turbine (3') est à géométrie variable, un stator variable (36) constituant les moyens d'étranglement à géométrie variable (19), et que le débit dérivé d'air est introduit dans une zone (35), située entre le stator variable (36) et la roue de turbine (37), par deux faces latérales s'étendant radialement en direction de la roue de turbine (37) selon une direction telle que l'incidence moyenne de l'écoulement résultant du mélange gaz-air soit optimale pour alimenter la roue de turbine (37). Turbocharged supercharged engine according to one of Claims 1 to 5, characterized in that the turbine (3 ') is of variable geometry, a variable stator (36) constituting the variable geometry throttling means (19), and that the air-derived flow rate is introduced into a zone (35), located between the variable stator (36) and the turbine wheel (37), by two lateral faces extending radially in the direction of the turbine wheel ( 37) in a direction such that the average incidence of the flow resulting from the gas-air mixture is optimal for feeding the turbine wheel (37).
7. Moteur suralimenté selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que la turbine est munie d'une soupape wastegate (20) disposée en amont des moyens d'étranglement (19). 7. Supercharged engine according to one of claims 1 to 5, characterized in that the turbine is provided with a wastegate valve (20) disposed upstream of the throttling means (19).
8. Moteur suralimenté selon la revendication 7, caractérisé en ce que la soupape wastegate (20) et les moyens d'étranglement (19) sont séparés et commandés chacun par un actionneur séparé. 8. Supercharged engine according to claim 7, characterized in that the wastegate valve (20) and the throttling means (19) are separated and each controlled by a separate actuator.
9. Moteur suralimenté selon la revendication 7, caractérisé en ce que le moteur est équipé d'un collecteur subdivisé. 9. Supercharged engine according to claim 7, characterized in that the engine is equipped with a subdivided manifold.
10. Moteur suralimenté selon la revendication 7, caractérisé en ce que les moyens d'étranglement (19) formés par une protubérance (24) et la soupape wastegate (20) sont solidaires et commandés par un actionneur unique, la soupape wastegate, libérant lors de son ouverture, une section de fuite vers la sortie de la turbine (18) située essentiellement en amont des moyens d'étranglement (19). 10. Supercharged engine according to claim 7, characterized in that the throttle means (19) formed by a protuberance (24) and the wastegate valve (20) are integral and controlled by a single actuator, the wastegate valve, releasing when from its opening, a leakage section towards the outlet of the turbine (18) located substantially upstream of the throttling means (19).
11. Moteur suralimenté selon la revendication 10, caractérisé en ce que le moteur est équipé d'un collecteur subdivisé, une cloison (27) prolongeant les conduits séparés du collecteur subdivisé (28) et (29) jusqu'à la protubérance (24). Boosted engine according to claim 10, characterized in that the engine is equipped with a subdivided manifold, a partition (27) extending the separate ducts of the subdivided manifold (28) and (29) to the protuberance (24). .
12. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale à double volute (ATI) et (AT2) selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que le moteur est équipé d'un collecteur subdivisé, une cloison (27) prolongeant les conduits séparés du collecteur subdivisé (28) et (29) jusqu'au voisinage du col d'entrée de la volute (ATI), toujours alimentée par les gaz d'échappement du moteur à combustion interne (1), d'une soupape de mise en communication (31) des conduits (28) et (29) avec le conduit (32) alimentant la volute (AT2), le conduit (32) étant alimenté uniquement par le débit dérivé d'air lorsque la soupape mise en communication (31) est fermée, puis avec une part croissante de gaz d'échappement et décroissante de débit dérivé d'air lorsque la soupape mise en communication (31) est progressivement ouverte. 12. Engine supercharged by a double-volute radial turbine turbocharger (ATI) and (AT2) according to one of claims 1 to 5, characterized in that the engine is equipped with a subdivided manifold, a partition (27) extending the separate ducts of the subdivided manifold (28) and (29) to the vicinity of the volute inlet neck (ATI), still fed by the exhaust gases of the internal combustion engine (1), with a valve communicating (31) the conduits (28) and (29) with the duct (32) feeding the volute (AT2), the duct (32) being supplied solely by the flow derived from air when the valve placed in communication (31) is closed, then with an increasing share of exhaust gas and decreasing air flow rate when the valve placed in communication (31) is progressively opened.
13. Moteur suralimenté selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que des moyens d'interruption (16) du débit dérivé d'air sont constitués par une soupape anti-retour comprenant un piston (40) coulissant libre dans une chemise cylindrique (41), alimentée d'un côté par le débit dérivé d'air en provenance du point (A) sensiblement à la pression P2, et de l'autre côté par la pression Parr, la soupape antiretour se trouvant en position fermée lorsque la pression P3R est supérieure à la pression P2 et en position ouverte lorsque la pression P2 est supérieure à la pression P3R, le débit dérivé d'air s'échappant radialement, à travers la section de passage maximale offerte par les lumières (46) pratiquées dans la chemise cylindrique (41), vers le point (B). Turbocharged engine according to Claim 1 or 2, characterized in that air-flow-derived flow interruption means (16) consist of a non-return valve comprising a piston (40) which slides freely in a cylindrical jacket ( 41), fed on one side by the flow rate derived from air from point (A) substantially to the pressure P2, and on the other side by the pressure Parr, the check valve being in the closed position when the pressure P3R is greater than the pressure P2 and in the open position when the pressure P2 is greater than the pressure P3R, the flow derived from radially escaping air, through the maximum passage section offered by the lights (46) formed in the cylindrical jacket (41), towards the point (B).
14. Moteur suralimenté selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce qu'un échangeur EGR (13) est aussi réchauffeur du débit dérivé d'air, la chaleur des gaz EGR étant récupérée et communiquée au débit dérivé d'air. 14. Supercharged engine according to claim 1 or 2, characterized in that an EGR exchanger (13) is also air-flow-derived heater, the heat of the EGR gas being recovered and communicated to the air-derived flow rate.
15. Moteur suralimenté selon revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que l'échangeur (13) est aussi réchauffeur du débit dérivé d'air, la chaleur des gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate étant récupérée et communiquée au débit dérivé d'air. 15. Supercharged engine according to claim 1 or 2, characterized in that the exchanger (13) is also a heater of the flow derived from air, the heat of the exhaust gas discharged by the wastegate valve being recovered and communicated to the flow rate derived from 'air.
16. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 3, caractérisé en ce qu'un écran thermique (53), monté entre un corps de paliers (49) et un corps de turbine (50), est de forme adaptée pour diriger une fraction du débit dérivé d'air, introduite par un conduit (54) ménagé dans le corps de paliers (49), radialement en direction de l'arbre (7) du turbocompresseur (2) dans un espace (55) situé entre le corps de paliers (49) et l'écran thermique (53), puis radialement dans un espace (56) situé entre le disque arrière (57) de la roue de turbine (37) et l'écran thermique (53), en direction d'un espace (58) constituant volute d'air réchauffé autour de la volute (52) de la turbine (3), la forme de l'écran thermique (53) étant adaptée pour réaliser une compression de l'air centrifugé dans l'espace (56). 16. Supercharged engine with a radial turbine turbocharger according to claim 3, characterized in that a heat shield (53), mounted between a bearing body (49) and a turbine body (50), is shaped to directing a fraction of the air-derived flow introduced by a duct (54) formed in the bearing body (49) radially towards the shaft (7) of the turbocharger (2) in a space (55) situated between the bearing body (49) and the heat shield (53), then radially in a space (56) located between the rear disk (57) of the turbine wheel (37) and the heat shield (53), in direction of a space (58) constituting a flow of heated air around the volute (52) of the turbine (3), the shape of the heat shield (53) being adapted to compress the centrifuged air in the space (56).
17. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 3 ou 16, caractérisé en ce qu'une fraction du débit dérivé d'air est introduite par une ouverture (60), disposée latéralement dans le corps de turbine (50), un jeu d'ailettes (61) étant disposé radialement autour d'une paroi (62), de forme cylindrique, pour augmenter la surface d'échange entre le flux d'air et les parois chaudes de la turbine (3), un autre jeu d'ailettes (63) étant disposé radialement en aval de la roue de turbine (37), à partir de la paroi (62), vers l'intérieur d'un conduit (64). Turbocharged supercharger engine according to Claim 3 or 16, characterized in that a fraction of the air-derived flow rate is introduced through an opening (60) arranged laterally in the turbine body (50). a set of vanes (61) being arranged radially around a wall (62) of cylindrical shape to increase the exchange surface between the air flow and the hot walls of the turbine (3), another fin set (63) being arranged radially downstream of the turbine wheel (37) from the wall (62) towards the inside of a duct (64).
18. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 3, 16 ou 17, caractérisé en ce qu'un volet (22) rotatif, en rotation autour d'un axe de rotation parallèle à l'axe de l'arbre (7), constituant les moyens d'étranglement à géométrie variable (19), est disposé dans la tuyère d'admission de la volute (52) de la turbine (3) et à la sortie de l'espace (58) constituant volute d'air réchauffé autour de la volute (52) pour créer une admission totale de la turbine avec le mélange gaz-air, quel que soit le degré d'ouverture offert aux gaz d'échappement. 18. A supercharged engine with a radial turbine turbocharger according to claim 3, 16 or 17, characterized in that a flap (22) rotating, in rotation about an axis of rotation parallel to the axis of the shaft ( 7), constituting the variable geometry throttling means (19), is arranged in the inlet nozzle of the volute (52) of the turbine (3) and at the outlet of the space (58) constituting volute d air heated around the volute (52) to create a total turbine inlet with the gas-air mixture, regardless of the degree of opening offered to the exhaust.