FR2910054A1

FR2910054A1 - Spark ignition internal combustion engine, has spark plugs projecting into combustion chamber, where shape of chamber, position of plug and compression ratio are determined such that combustion is raced after triggering of engine

Info

Publication number: FR2910054A1
Application number: FR0655547A
Authority: FR
Inventors: Alain Floch; Jean Pierre Rivere; Jean Pierre Roy
Original assignee: Renault SAS
Current assignee: Renault SAS
Priority date: 2006-12-15
Filing date: 2006-12-15
Publication date: 2008-06-20

Abstract

The engine (1) has a combustion chamber (15) delimited by a cylinder (11), and a piston (13) slidably mounted in the cylinder. Spark plugs (2) project into the combustion chamber. The shape of the chamber is close to a revolution ellipsoid when the piston is at top dead center. A control unit controls richness and rate of residual burnt gas in the cylinder. The shape of the chamber, a position of the plug and a compression ratio are determined such that the combustion is raced after triggering of the engine. An independent claim is also included for a method for controlling a spark ignition internal combustion engine.

Description

1 Moteur à combustion interne à allumage commandé et procédé de commande1 Internal combustion engine with spark ignition and control method

d'un tel moteur. L'invention concerne un moteur à combustion interne à allumage commandé et un procédé de commande d'un tel moteur. Le principe d'un moteur à combustion interne à allumage commandé est connu depuis longtemps. Un tel moteur comporte au moins un cylindre, une chambre de combustion délimitée par le cylindre et un piston monté coulissant dans le cylindre. Une combustion est provoquée dans la chambre de combustion pour fournir de l'énergie mécanique par les gaz de combustion qui repoussent le piston. Un embiellage permet de transformer ce mouvement de translation en mouvement de rotation. La paroi qui ferme la chambre de combustion, appelée culasse, comporte au moins une soupape d'admission permettant de relier la chambre de combustion avec un conduit d'admission pour faire entrer un mélange d'air et de carburant dans la chambre, et au moins une soupape d'échappement permettant de relier la chambre de combustion avec un conduit d'échappement 124 pour évacuer les gaz brûlés. Les soupapes sont commandées par un dispositif qui est appelé distribution. Une bougie d'allumage fait saillie dans la chambre de combustion et permet de provoquer l'allumage du mélange dans la chambre. Lors de la rotation du vilebrequin de l'embiellage, quatre phases se succèdent et se répètent. Ces phases sont appelées aussi temps. Dans 2910054 2 une première phase lorsque le piston est au plus près de la culasse, le mélange est admis dans la chambre. Puis le mélange est comprimé, ce qui provoque une élévation de sa température. Lorsque le piston est à 5 nouveau au plus près de la culasse, une étincelle générée par la bougie permet de provoquer le début de la combustion du mélange. Un front de flamme se propage à partir de l'étincelle pour enflammer la totalité du mélange. Ce phénomène est une 10 déflagration. Ensuite, dans une troisième phase, les gaz brûlés se détendent et sont évacués de la chambre dans une quatrième phase, de manière connue en soi. Dans un tel moteur, le rapport, dit rapport volumétrique, entre le volume de la chambre de 15 combustion lorsque le piston est au point mort bas et celui lorsque le piston est au point mort haut est typiquement de 10, en variant entre 8 et 12 selon les moteurs. Le mélange est introduit dans un rapport entre le comburant et le carburant proche des 20 conditions stoechiométriques, c'est-à-dire à richesse proche de 1. Lors de la combustion, le taux d'évolution de la pression est typiquement de 2 bars par degré de rotation du vilebrequin. Ce type de moteur est caractérisé par un 25 rendement thermodynamique de l'ordre de 38%, peu satisfaisant, en particulier en comparaison avec les moteurs Diesel. Des développements récents ont conduit à proposer un moteur fonctionnant avec un mélange dilué. Un tel moteur comporte des moyens de contrôle d'un taux de gaz brûlés résiduels dans le cylindre, permettant de maintenir une température suffisamment 2910054 3 élevée afin d'obtenir un bon déroulement de la combustion malgré une richesse inférieure à 1. Le taux de gaz résiduels est défini par le rapport entre la masse de gaz brûlés résiduels et la masse totale 5 de gaz contenus dans le cylindre et qui sont comprimés pendant la phase de compression. Les moyens de contrôle du taux de gaz brûlés résiduels sont par exemple une distribution variable permettant de faire varier les instants d'ouverture des soupapes en 10 fonction du point de fonctionnement du moteur. La plage d'utilisation de ce mode de fonctionnement est assez réduite et réservée aux faibles charges. De tels moteurs présentent une amélioration du rendement moyen assez limitée. of such an engine. The invention relates to a spark ignition internal combustion engine and a method for controlling such a motor. The principle of a spark ignition internal combustion engine has been known for a long time. Such a motor comprises at least one cylinder, a combustion chamber defined by the cylinder and a piston slidably mounted in the cylinder. Combustion is caused in the combustion chamber to provide mechanical energy by the combustion gases that push back the piston. A linkage makes it possible to transform this translational movement into rotational movement. The wall that closes the combustion chamber, called the cylinder head, has at least one intake valve for connecting the combustion chamber with an intake duct to introduce a mixture of air and fuel into the chamber, and to minus an exhaust valve for connecting the combustion chamber with an exhaust duct 124 to evacuate the flue gas. The valves are controlled by a device that is called a distribution. A spark plug protrudes into the combustion chamber and can cause ignition of the mixture in the chamber. During the rotation of the crankshaft of the linkage, four phases follow one another and are repeated. These phases are also called time. In a first phase when the piston is closer to the cylinder head, the mixture is admitted into the chamber. Then the mixture is compressed, which causes an increase in temperature. When the piston is again closer to the cylinder head, a spark generated by the candle can cause the start of the combustion of the mixture. A flame front propagates from the spark to ignite the entire mixture. This phenomenon is an explosion. Then, in a third phase, the burnt gases relax and are removed from the chamber in a fourth phase, in a manner known per se. In such an engine, the ratio, referred to as volumetric ratio, between the volume of the combustion chamber when the piston is in the low dead point and that when the piston is at the top dead center is typically 10, varying between 8 and 12. according to the engines. The mixture is introduced in a ratio between the oxidant and the fuel close to the stoichiometric conditions, that is to say with a richness close to 1. During combustion, the rate of change in the pressure is typically 2 bars. by degree of rotation of the crankshaft. This type of engine is characterized by a thermodynamic efficiency of the order of 38%, unsatisfactory, particularly in comparison with diesel engines. Recent developments have led to propose an engine operating with a diluted mixture. Such an engine comprises means for controlling a residual rate of burnt gases in the cylinder, making it possible to maintain a sufficiently high temperature in order to obtain a good course of combustion despite a value of less than 1. The rate of gas Residuals is defined as the ratio of the residual burnt gas mass to the total mass of gas contained in the cylinder and compressed during the compression phase. The means for controlling the residual burnt gas ratio are, for example, a variable distribution making it possible to vary the opening times of the valves as a function of the operating point of the engine. The operating range of this operating mode is quite small and reserved for low loads. Such engines have an improvement of the average yield rather limited.

15 On connaît aussi des moteurs a auto-inflammation contrôlée, dit CAI selon l'acronyme anglais : controlled auto-ignition. Dans ces moteurs, les conditions de combustion sont telles que, lors de la phase de compression, la température du mélange et 20 la pression augmentent au point que le mélange s'enflamme spontanément. Ici également, on utilise des gaz brûlés résiduels, selon un taux de l'ordre de la moitié du mélange. Le début de l'inflammation dépend fortement des 25 conditions thermiques régnant dans le moteur, et on constate des difficultés importantes pour contrôler celui-ci. De plus, l'auto-inflammation se produit simultanément en plusieurs endroits du volume de la chambre de combustion. Le taux d'augmentation de la 30 pression est très élevé, se qui induit des conditions thermiques et mécaniques très sévères pour les organes du moteur.Controlled auto-ignition motors are also known, CAI, by the term: controlled auto-ignition. In these engines, the combustion conditions are such that, during the compression phase, the temperature of the mixture and the pressure increase to the extent that the mixture ignites spontaneously. Here too, residual flue gases are used at a rate of about half the mixture. The onset of inflammation strongly depends on the thermal conditions prevailing in the engine, and there are significant difficulties in controlling it. In addition, self-ignition occurs simultaneously in several places in the volume of the combustion chamber. The rate of increase of the pressure is very high, which induces very severe thermal and mechanical conditions for the engine components.

2910054 4 C'est donc un objectif de l'invention de fournir un moteur à combustion interne permettant d'obtenir un bon rendement thermodynamique sans les contraintes d'une auto-inflammation.It is therefore an object of the invention to provide an internal combustion engine to obtain a good thermodynamic efficiency without the constraints of auto-ignition.

5 Avec cet objectif en vue, l'invention a pour objet un moteur à combustion interne à allumage commandé comportant au moins un cylindre, une chambre de combustion délimitée par le cylindre et un piston monté coulissant dans le cylindre, et des moyens de 10 contrôle d'un taux de gaz brûlés résiduels dans le cylindre, au moins une bougie d'allumage faisant saillie dans la chambre de combustion. La forme de la chambre de combustion, la position de la bougie d'allumage et le rapport volumétrique sont déterminés 15 et le taux de gaz brûlés et la richesse sont contrôlés de telle sorte que la combustion s'emballe après son déclenchement. Les inventeurs ont réussi à obtenir une combustion qui commence à se développer de la même 20 manière que dans un moteur à allumage commandé, mais qui se poursuit avec une vitesse de combustion plus rapide, multipliée par un facteur de l'ordre de 2,5, ce qui caractérise un emballement de la combustion. Cette combustion n'est pas une auto-inflammation du 25 mélange, qui se caractérise par des vitesses de combustion beaucoup plus rapides et par des points d'ignition dispersés dans le mélange. A titre d'exemple, on constate un taux d'augmentation maximal de pression dans la chambre de 30 combustion compris entre 4 et 5 bars par degré de rotation du vilebrequin.With this object in view, the invention relates to a spark ignition internal combustion engine having at least one cylinder, a combustion chamber defined by the cylinder and a piston slidably mounted in the cylinder, and control means. a rate of residual burnt gases in the cylinder, at least one spark plug protruding into the combustion chamber. The shape of the combustion chamber, the position of the spark plug and the volumetric ratio are determined and the rate of burnt gases and the richness are controlled so that the combustion is excited after its release. The inventors have succeeded in obtaining a combustion which begins to develop in the same way as in a spark ignition engine, but which continues with a faster combustion rate multiplied by a factor of the order of 2.5. , which characterizes a runaway of combustion. This combustion is not a self-ignition of the mixture, which is characterized by much faster burning rates and scattered ignition points in the mixture. By way of example, a maximum rate of increase of pressure in the combustion chamber of between 4 and 5 bar per degree of rotation of the crankshaft is observed.

2910054 5 De manière préférentielle, la chambre de combustion a une forme proche d'un ellipsoïde de révolution lorsque le piston est au point mort haut. L'axe de révolution est l'axe du cylindre. La forme 5 de la chambre de combustion est déterminée par la forme de la paroi de la culasse et par celle de la paroi supérieure du piston. On constate qu'avec cette forme, le front de la déflagration reste suffisamment éloigné des parois, ce qui évite qu'il se refroidisse 10 et permet d'obtenir l'emballement de la combustion. La forme de la chambre peut approcher celle d'un ellipsoïde par une approximation à partir de cônes successifs ou de portions sphériques ou toroïdales. De manière particulière, la bougie est apte à 15 créer une étincelle en un point sensiblement à mi-distance entre une paroi de culasse et une paroi de piston délimitant la chambre de combustion selon l'axe de coulissement du piston. La combustion est ainsi initiée de telle sorte que la flamme atteigne 20 l'une des parois le plus tardivement possible. Selon une caractéristique préférentielle, le lieu de l'étincelle est distant d'au moins 4 mm des parois, et de préférence d'au moins 8 mm. On a constaté que lorsque ladite distance est trop faible, 25 l'emballement de la combustion ne se produit pas. Selon un perfectionnement, le moteur comporte deux bougies d'allumage faisant saillie dans la chambre de combustion. En initiant ainsi deux fronts de combustion, la vitesse de combustion du mélange 30 est augmentée, ce qui participe à l'augmentation de l'efficacité thermodynamique du cycle de combustion. Par ailleurs, le développement de la combustion reste 2910054 6 symétrique lorsque les bougies sont placées de manière symétrique par rapport à l'axe du cylindre. Cela évite d'avoir un développement asymétrique lorsqu'il n'est pas possible de placer la bougie sur 5 l'axe du cylindre. De manière particulière, le rapport volumétrique est compris entre 13 et 16. Ce niveau de compression est supérieur à celui couramment utilisé dans les moteurs à allumage commandé. Ce niveau élevé 10 permet une efficacité thermodynamique élevée du cycle de combustion. Selon une disposition particulière, les moyens de contrôle du taux de gaz résiduels sont une distribution variable.Preferably, the combustion chamber has a shape close to an ellipsoid of revolution when the piston is at top dead center. The axis of revolution is the axis of the cylinder. The shape of the combustion chamber is determined by the shape of the wall of the cylinder head and by that of the upper wall of the piston. It can be seen that with this form, the front of the blast remains sufficiently far from the walls, which prevents it from cooling down and makes it possible to obtain the runaway of the combustion. The shape of the chamber can approach that of an ellipsoid by an approximation from successive cones or spherical or toroidal portions. In particular, the spark plug is capable of creating a spark at a point substantially midway between a cylinder head wall and a piston wall delimiting the combustion chamber along the axis of sliding of the piston. The combustion is thus initiated so that the flame reaches one of the walls as late as possible. According to a preferred characteristic, the location of the spark is at least 4 mm away from the walls, and preferably at least 8 mm. It has been found that when said distance is too small, the runaway of the combustion does not occur. According to an improvement, the engine comprises two spark plugs projecting into the combustion chamber. By thus initiating two combustion fronts, the combustion rate of the mixture is increased, which contributes to the increase in the thermodynamic efficiency of the combustion cycle. Furthermore, the development of the combustion remains symmetrical when the candles are placed symmetrically with respect to the axis of the cylinder. This avoids asymmetric development when it is not possible to place the spark plug on the cylinder axis. In particular, the volumetric ratio is between 13 and 16. This compression level is higher than that commonly used in spark ignition engines. This high level allows a high thermodynamic efficiency of the combustion cycle. According to a particular provision, the means for controlling the residual gas content are a variable distribution.

15 L'invention a aussi pour objet un procédé de commande d'un moteur à combustion interne à allumage commandé tel que décrit précédemment, selon lequel on introduit un mélange d'air, de carburant et de gaz brûlés résiduels dans la chambre de combustion, avec 20 un taux de gaz brûlés et une richesse prédéterminés. Le taux de gaz brûlés et la richesse sont contrôlés de telle sorte que le taux de combustion maximal est compris entre 20 et 30% par degré de vilebrequin. Le taux de combustion est défini par le 25 pourcentage de gaz qui ont brûlé pendant que le vilebrequin tourne d'un degré. A titre indicatif, on commande le taux de gaz brûlés résiduels pour que ledit taux soit inférieur à 50%, et de préférence compris entre 10 et 25% de la 30 masse des gaz. Les gaz brûlés résiduels permettent 2910054 7 d'éviter le phénomène de cliquetis, c'est-à-dire d'auto-allumage du mélange, malgré le rapport volumétrique élevé. Le taux est cependant limité pour garantir la propagation de la flamme.The invention also relates to a control method of a spark ignition internal combustion engine as described above, wherein a mixture of air, fuel and residual flue gas is introduced into the combustion chamber, with a predetermined rate of burnt gas and a predetermined richness. The rate of flue gas and the richness are controlled so that the maximum combustion rate is between 20 and 30% per degree of crankshaft. The burn rate is defined as the percentage of gas that burned while the crankshaft rotates by one degree. As an indication, the rate of residual flue gases is controlled so that said level is less than 50%, and preferably between 10 and 25% of the mass of gases. Residual flue gases make it possible to avoid the phenomenon of knocking, that is to say, self-ignition of the mixture, despite the high volumetric ratio. The rate is however limited to guarantee the propagation of the flame.

5 Egalement à titre indicatif, on commande la richesse pour quelle soit supérieure à 0,56 au point d'étincelle. Si le mélange est trop pauvre, les conditions d'emballement de la combustion ne sont pas atteintes.Also as an indication, the wealth is controlled for which is greater than 0.56 at the spark point. If the mixture is too poor, the runaway conditions of combustion are not reached.

10 La maîtrise des conditions de fonctionnement du moteur devrait conduire à ce que la température des gaz dans la chambre de combustion en fin de compression soit comprise entre 900 et 1050 K, de préférence entre 950 et 1000 K. On constate que 15 l'emballement de la combustion se produira lorsque ces conditions de température sont atteintes. L'invention sera mieux comprise et d'autres particularités et avantages apparaîtront à la lecture de la description qui va suivre, la description 20 faisant référence aux dessins annexés parmi lesquels : - la figure 1 est une vue en coupe selon un plan radial du cylindre d'un moteur conforme à l'invention. 25 - la figure 2 est une vue de la culasse selon la flèche II de la figure 1 ; - la figure 3 est un diagramme du cycle d'ouverture et de fermeture des soupapes du moteur de la figure 1 ; 30 la figure 4 est un diagramme temporel de la 2910054 8 pression dans la chambre de combustion du moteur de la figure 1 ; - la figure 5 est un diagramme temporel de l'évolution de la vitesse de combustion.The control of the operating conditions of the engine should lead to the temperature of the gases in the combustion chamber at the end of compression being between 900 and 1050 K, preferably between 950 and 1000 K. It can be seen that the runaway combustion will occur when these temperature conditions are reached. The invention will be better understood and other features and advantages will appear on reading the description which follows, the description 20 with reference to the appended drawings in which: - Figure 1 is a sectional view along a radial plane of the cylinder; of an engine according to the invention. Figure 2 is a view of the breech along arrow II of Figure 1; FIG. 3 is a diagram of the opening and closing cycle of the engine valves of FIG. 1; Figure 4 is a timing diagram of the pressure in the combustion chamber of the engine of Figure 1; - Figure 5 is a timing diagram of the evolution of the combustion rate.

5 Un moteur 1 à combustion interne conforme à l'invention est représenté partiellement sur les figures 1 et 2. Il comporte de manière classique un bloc moteur 10 dans lequel est réalisé un cylindre 11 d'axe B et une culasse 12 fixée sur le bloc-moteur 10 10 et fermant le cylindre 11. Un piston 13 est monté coulissant dans le cylindre 11 et est relié à un vilebrequin, non représenté, par une bielle 14. Une chambre de combustion 15 est délimitée entre une paroi de culasse 120, fermant le cylindre 11, et une 15 paroi de piston 130 portée par le piston 13. Le rapport volumétrique est de 16. La paroi de culasse 120 comporte un orifice d'admission 121 au débouché d'un conduit d'admission 122 traversant la culasse 12. La culasse 12 comporte 20 une soupape d'admission 125 ouvrant et fermant l'orifice d'admission 121 sur commande. Le conduit d'admission 122 est prévu pour amener des gaz frais dans le cylindre 11, composés d'air et de carburant tel que de l'essence.An internal combustion engine 1 according to the invention is partially shown in FIGS. 1 and 2. It comprises, in a conventional manner, an engine block 10 in which a cylinder 11 of axis B is formed and a cylinder head 12 fixed on the block 10 10 and closing the cylinder 11. A piston 13 is slidably mounted in the cylinder 11 and is connected to a crankshaft, not shown, by a connecting rod 14. A combustion chamber 15 is delimited between a cylinder wall 120, closing the cylinder 11, and a piston wall 130 carried by the piston 13. The volumetric ratio is 16. The cylinder head wall 120 has an inlet 121 at the outlet of an intake duct 122 passing through the cylinder head 12 The cylinder head 12 has an intake valve 125 opening and closing the intake port 121 on command. The intake duct 122 is designed to bring fresh gases into the cylinder 11, composed of air and fuel such as gasoline.

25 La paroi de culasse 120 comporte en outre un orifice d'échappement 123 au débouché d'un conduit d'échappement 124 traversant la culasse 12. La culasse 12 comporte une soupape d'échappement 126 ouvrant et fermant l'orifice d'échappement 123 sur 30 commande. Le conduit d'échappement 124 est prévu pour évacuer du cylindre 11 des gaz brûlés issus de la 2910054 combustion des gaz frais. La paroi de culasse 120 a une forme concave de portion de sphère, avec un rayon de 25 mm pour un diamètre de cylindre 11 de 30 mm. Par ailleurs, la 5 paroi de piston 130 a une forme également concave d'une profondeur de 6 mm. La forme de la chambre de combustion 15 est ainsi proche de celle d'un ellipsoïde ayant une grande section circulaire parallèle au plan de jonction de la culasse sur le 10 bloc moteur, et une épaisseur de l'ordre de 11 mm, lorsque le piston 13 est au plus proche de la culasse 12, c'est-à-dire au point mort haut. Deux bougies 2, dont une seule est représentée sur la figure 1, font saillie dans la chambre de 15 combustion 15. Chaque bougie comporte de manière classique une électrode centrale 20 et une électrode de masse 21 entre lesquelles une étincelle est générée sur commande afin d'enflammer les gaz frais. L'entrefer 22, espace où est générée l'étincelle, est 20 disposé sensiblement à mi-distance entre la paroi de culasse 120 et la paroi de piston 130. Le moteur 1 comporte un dispositif appelé distribution qui commande l'ouverture et la fermeture des soupapes. Cette distribution n'est pas 25 représentée. Elle est d'un type variable, connu de manière classique, c'est-à-dire que les positions angulaires du vilebrequin pour lesquelles l'ouverture ou la fermeture des soupapes 125, 126 se produit peuvent évoluer sur commande en fonction du point de 30 fonctionnement du moteur. A titre d'exemple, on a représenté sur la figure 3 le cycle d'ouverture et de fermeture adapté à ce moteur. Un segment radial 9 2910054 10 représente la position angulaire du vilebrequin, se déplaçant dans le sens trigonométrique au cours du temps. Le segment OE représente la position dans laquelle se produit l'ouverture de la soupape 5 d'échappement 126, en fin de phase de détente. Dans cette position, le piston 13 n'a pas encore atteint la position du point mort bas. La soupape d'échappement 126 reste ouverte pendant la phase d'échappement, jusqu'au segment FE, avant le passage 10 du point mort haut PMH, comme le représente la flèche E. Ultérieurement, l'ouverture de la soupape d'admission 125 se produit en OA, et se poursuit jusqu'au segment FA, un peu après le passage suivant au point mort bas PMB, comme représenté par la flèche 15 A. Le cycle se poursuit ensuite par la phase de compression puis par phase de détente, non représentées sur la figure 3. Le cycle qui vient d'être exposé permet d'obtenir un taux de gaz brûlés résiduels variant de 20 10 à 25% en fonction de la position effective des segments OE, FE, OA et FA. Le mélange d'air et de carburant est préparé en amont de l'orifice d'admission 121 par des moyens classiques, non détaillés ni représentés ici. La 25 richesse du mélange est contrôlée pour maîtriser les conditions de développement de la combustion. La richesse représente le rapport entre le taux de carburant dans l'air pour le mélange introduit et le même taux pour un mélange dans des conditions 30 stoechiométriques. Le moteur 1 selon l'invention fonctionne de manière classique, comme un moteur à allumage 2910054 11 commandé. A titre d'exemple, on décrit un point de fonctionnement du moteur décrit ci-dessus. Le vilebrequin tourne à 1800 tours par minute, à pleine charge. La richesse est contrôlée à 0,7. Le 5 remplissage est de 70% et le taux de gaz brûlés résiduels est de 20%. Dans ces conditions de fonctionnement, la pression P dans la chambre de combustion 15 évolue comme représenté par exemple sur le diagramme de la 10 figure 4. Sur ce diagramme, on a représenté en abscisse la position angulaire du vilebrequin, la position 0 correspondant au point mort haut en fin de phase de compression. Sur la courbe 3 on constate que la pression P augmente d'abord progressivement 15 par la compression des gaz contenus dans la chambre, jusqu'à un niveau de l'ordre de 32 bar. A ce moment, la température des gaz est comprise entre 950 et 1000K. L'allumage est provoqué par une étincelle au niveau de la bougie lorsque le piston 13 est à 20 proximité du point mort haut. On constate alors une augmentation rapide de la pression P jusqu'à un niveau de 76 bars, puis une diminution progressive pendant la phase de détente, au-delà de 10 . La vitesse maximale d'augmentation de la pression est de 25 l'ordre de 4,5 à 5 bars par degré de rotation de vilebrequin. La figure 5 montre en complément un taux de combustion, représentant le taux C de carburant brûlé pendant la rotation d'un degré du vilebrequin, en 30 rapport avec la masse initiale de carburant. On constate que ce taux C atteint et dépasse 20% par degré, mais est inférieur à 30% par degré.The cylinder wall 120 further includes an exhaust port 123 at the outlet of an exhaust duct 124 passing through the cylinder head 12. The cylinder head 12 has an exhaust valve 126 opening and closing the exhaust port 123 on 30 command. The exhaust duct 124 is designed to evacuate from the cylinder 11 flue gases from the combustion of fresh gas. The yoke wall 120 has a concave shape of sphere portion, with a radius of 25 mm for a cylinder diameter 11 of 30 mm. On the other hand, the piston wall 130 has an equally concave shape with a depth of 6 mm. The shape of the combustion chamber 15 is thus close to that of an ellipsoid having a large circular cross section parallel to the junction plane of the cylinder head on the engine block, and a thickness of the order of 11 mm, when the piston 13 is closest to the cylinder head 12, that is to say at the top dead center. Two spark plugs 2, only one of which is shown in FIG. 1, project into the combustion chamber 15. Each spark plug conventionally comprises a central electrode 20 and a ground electrode 21 between which a spark is generated on command in order to ignite the fresh gases. The air gap 22, where the spark is generated, is disposed substantially midway between the cylinder wall 120 and the piston wall 130. The engine 1 comprises a device called a distribution which controls the opening and closing valves. This distribution is not represented. It is of a variable type, known conventionally, that is to say that the angular positions of the crankshaft for which the opening or closing of the valves 125, 126 occurs may change on command depending on the point of 30 operation of the engine. By way of example, FIG. 3 shows the opening and closing cycle adapted to this motor. A radial segment 9 represents the angular position of the crankshaft, moving in the counterclockwise direction over time. Segment OE represents the position in which the opening of exhaust valve 126 occurs at the end of the expansion phase. In this position, the piston 13 has not yet reached the position of the bottom dead center. The exhaust valve 126 remains open during the exhaust phase, up to the FE segment, prior to the passage of the top dead center TDC, as shown by the arrow E. Subsequently, the opening of the intake valve 125 occurs at OA, and continues to segment FA, a little after the next passage at low dead point PMB, as represented by the arrow A. The cycle then continues through the compression phase and then by expansion phase, The cycle which has just been described makes it possible to obtain a residual burnt gas content ranging from 10 to 25% as a function of the effective position of the segments OE, FE, OA and FA. The mixture of air and fuel is prepared upstream of the inlet orifice 121 by conventional means, not detailed nor represented here. The richness of the mixture is controlled to control the conditions of development of the combustion. The richness is the ratio of the fuel rate in the air for the introduced mixture and the same rate for a mixture under stoichiometric conditions. The engine 1 according to the invention operates in a conventional manner, as a controlled ignition engine 2910054 11. By way of example, an operating point of the motor described above is described. The crankshaft rotates at 1800 rpm, at full load. The wealth is controlled at 0.7. The filling is 70% and the residual burn rate is 20%. Under these operating conditions, the pressure P in the combustion chamber 15 changes as shown for example in the diagram of FIG. 4. In this diagram, the angular position of the crankshaft is represented on the abscissa, the position 0 corresponding to the point death high at the end of the compression phase. In curve 3 it can be seen that the pressure P first increases gradually by compressing the gases contained in the chamber to a level of the order of 32 bar. At this time, the gas temperature is between 950 and 1000K. Ignition is caused by a spark at the spark plug when the piston 13 is near the top dead center. There is then a rapid increase in the pressure P to a level of 76 bars, then a gradual decrease during the relaxation phase, beyond 10. The maximum rate of increase of the pressure is of the order of 4.5 to 5 bar per degree of crankshaft rotation. Figure 5 shows in addition a burnup rate, representing the fuel burn rate C during rotation of one degree of the crankshaft, in relation to the initial fuel mass. It is found that this rate C reaches and exceeds 20% per degree, but is less than 30% per degree.

2910054 12 On mesure que ce moteur a un rendement de l'ordre de 44%. Le mode de réalisation décrit précédemment est donné uniquement à titre d'exemple, et les valeurs 5 numériques citées sont à considérer comme des exemples non limitatifs. Des variations autour des valeurs indiquées permettent de conserver le mode de fonctionnement souhaité.It is measured that this engine has a yield of the order of 44%. The previously described embodiment is given by way of example only, and the numerical values quoted are to be considered as non-limiting examples. Variations around the indicated values keep the desired operating mode.

Claims

1. Internal combustion engine with spark ignition comprising at least one cylinder (11), a combustion chamber (15) delimited by the cylinder (11) and a piston (13) slidably mounted in the cylinder (11), and means for controlling a rate of residual burnt gases in the cylinder (11), at least one spark plug (2) projecting into the combustion chamber (15), characterized in that the shape of the combustion chamber ( 15) is close to an ellipsoid of revolution when the piston (13) is in top dead center, the engine having control means for controlling the rate of burnt gases and the richness, and the position of the candle (2) d ignition and the volumetric ratio being determined so that the combustion is racing after its release.

2. Motor according to claim 1, wherein the spark plug (2) is capable of creating a spark at a point (22) substantially midway between a cylinder head wall (120) and a piston wall (130) defining the combustion chamber (15) along the sliding axis (B) of the piston (13).

3. Engine according to claim 2, wherein the location of the spark (22) is at least 4 mm away from the walls.

4. Engine according to claim 1, characterized in that it comprises two spark plugs (2) projecting into the combustion chamber 2910054 (15).

5. Motor according to claim 1, wherein the volumetric ratio is greater than 12, and preferably between 13 and 16. 5

6. The engine of claim 1, wherein the residual gas rate control means is a variable distribution.

7. A method of controlling a spark ignition internal combustion engine according to one of claims 1 to 6, wherein a mixture of air, fuel and residual flue gas is introduced into the combustion chamber (15). ), with a predetermined rate of flue gas and richness, characterized in that the rate of flue gases and the richness are controlled so that the maximum combustion rate (C) is between 20 and 30% per degree of crankshaft.

8. Process according to claim 7, characterized in that the rate of residual burned gases is controlled so that said level is less than 50%, and preferably between 10 and 25% of the mass of the gases.

9. A method according to claim 7, characterized by controlling the richness for which is greater than 0.56 at the point (22) of spark.

10. The method of claim 7, characterized in that the temperature of the gas in the combustion chamber (15) at the end of compression is between 900 and 1050 K, preferably between 950 14 and 2910054 and 1000 K.