FR3062187A1

FR3062187A1 - Methode d'equilibrage d'un moteur a combustion interne

Info

Publication number: FR3062187A1
Application number: FR1750656A
Authority: FR
Inventors: Marc Paquien
Original assignee: NTN SNR Roulements SA
Current assignee: NTN SNR Roulements SA
Priority date: 2017-01-26
Filing date: 2017-01-26
Publication date: 2018-07-27
Anticipated expiration: 2037-01-26
Also published as: FR3062187B1; WO2018138092A1

Abstract

Pour équilibre un moteur à combustion interne (10) à un ou plusieurs pistons alternatifs (16), comportant un bloc moteur (12), un vilebrequin (14) tournant par rapport au bloc moteur (12) du moteur à combustion interne (10) autour d'un axe géométrique de référence (100), on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur (12) autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement (102A) non parallèle à l'axe de référence (100), à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement (24A) ayant un premier balourd dynamique, et l'on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur (12) autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) non parallèle à l'axe de référence (100), à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement (24A), un deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) ayant un deuxième balourd dynamique, en synchronisant la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et du deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) de telle sorte que le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) génèrent ensemble sur le bloc moteur (12) au moins un couple de compensation de basculement autour de l'axe géométrique de référence (100)

Description

Titulaire(s) :

NTN-SNR ROULEMENTS.

O Demande(s) d’extension :

(® Mandataire(s) : ALATIS.

® METHODE D'EQUILIBRAGE D'UN MOTEUR A COMBUSTION INTERNE.

FR 3 062 187 - A1 (57) p_our équilibre un moteur à combustion interne (10) à un ou plusieurs pistons alternatifs (16), comportant un bloc moteur (12), un vilebrequin (14) tournant par rapport au bloc moteur (12) du moteur à combustion interne (10) autour d'un axe géométrique de référence (100), on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur (12) autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement (102A) non parallèle à l'axe de référence (100), à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement (24A) ayant un premier balourd dynamique, et l'on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur (12) autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) non parallèle à l'axe de référence (100), à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement (24A), un deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) ayant un deuxième balourd dynamique, en synchronisant la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et du deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) de telle sorte que le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) génèrent ensemble sur le bloc moteur (12) au moins un couple de compensation de basculement autour de l'axe géométrique de référence (100)

MÉTHODE D'ÉQUILIBRAGE D'UN MOTEUR À COMBUSTION INTERNE

DOMAINE TECHNIQUE DE L'INVENTION [0001] L’ invention se rapporte à l'équilibrage des moteurs à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs.

ÉTAT DE LA TECHNIQUE ANTÉRIEURE [0002] Les moteurs à combustion interne conventionnels utilisent un mécanisme bielle-manivelle pour convertir le mouvement alternatif d'un piston en un mouvement de rotation d'un vilebrequin. Le piston se déplace en va-et-vient dans un alésage de cylindre dont une extrémité est fermée par une culasse. Le mouvement alternatif du piston définit un changement de volume interne du cylindre, ce dernier étant minimum lorsque le piston est proche de la culasse et maximum lorsque le piston est le plus éloigné de la culasse.

[0003] Le piston fait un aller-retour par tour de vilebrequin. Chaque course complète, de la position de volume minimum à la position de volume maximum ou inversement, est appelée un temps du moteur. Dans un moteur à quatre temps, l'air comburant est aspiré dans le volume lors du premier temps. Le couple est appliqué à partir du vilebrequin pour comprimer l'air comburant au cours du deuxième temps et former un mélange entre le comburant et le carburant. Le mélange est converti en chaleur et en pression dans la chambre de combustion lorsque le volume est proche de son minimum. La pression agit sur le piston, créant un couple sur le vilebrequin durant le troisième temps. L'amplitude du couple varie avec le rapport de transformation variable du mécanisme bielle-manivelle et avec la pression dans le cylindre, qui diminue à raison de l'augmentation du volume créé par le mouvement du piston. Les gaz de combustion sont évacués durant le quatrième temps.

[0004] Les quatre temps nécessitent deux rotations complètes du vilebrequin. Le couple sur le vilebrequin généré par un cylindre de moteur à quatre temps est quasinul au cours des quatrième et premier temps, légèrement résistant lors du deuxième temps, et fortement moteur au cours du troisième temps. Cette impulsion de couple engendre un couple de sortie du vilebrequin qui oscille autour de sa moyenne, ces variations devant être gérées par la chaîne cinématique de transmission en aval du moteur.

[0005] Aux efforts transmis par chaque bielle à la manivelle associée du vilebrequin correspondent des efforts appliqués au cylindre correspondant: d'une part, la pression s'exerçant dans la chambre de combustion a une résultante non nulle qui s'exerce sur la culasse, dans l'axe de translation du piston; d'autre part, les efforts exercés par le piston sur la chemise génèrent des efforts ayant une résultante sensiblement radiale par rapport à l'axe de translation du piston, et orientés, par rapport à cet axe, à l'opposé de la bielle. Des efforts sensiblement opposés aux précédents sont appliqués par le vilebrequin aux paliers de guidage formés dans le bloc moteur. L'ensemble des efforts appliqués au bloc moteur présente une résultante non nulle et génère des couples, cette résultante et ces couples étant repris par les supports du bloc moteur. On s'intéressera dans la suite essentiellement à deux composantes transmises aux supports du bloc moteur : d'une part la composante de la résultante des efforts qui est perpendiculaire à Taxe de révolution et parallèle à l'axe de translation des pistons, dite pilon, et d'autre part le couple exercé autour de l'axe de révolution du vilebrequin, dit couple de basculement.

[0006] Le nombre d'événements de combustion par tour du vilebrequin détermine l'ordre de l'harmonique principale du couple de sortie oscillant, du couple de basculement du bloc moteur sur ses supports, et du pilon. Pour un moteur à quatre temps, le nombre d’événements de combustion par tour de vilebrequin est égal à la moitié du nombre de cylindres. Ainsi, un moteur à quatre temps à quatre cylindres a une harmonique principale d'ordre deux ; un moteur à six cylindres à quatre temps a une harmonique principale de troisième ordre. Lorsque le nombre de cylindres augmente, la fréquence de l'harmonique principale du couple de sortie et du mouvement oscillant du moteur augmente, alors que les amplitudes crête-à-crête du couple de basculement et du couple moteur diminuent, ce qui diminue le bruit et les vibrations transmises. Pour un moteur à deux temps, le nombre d’événements de combustion par tour de vilebrequin est égal au nombre de cylindres.

[0007] Le pilon et le couple de basculement ont la même fréquence, mais sont déphasés l'un par rapport à l'autre, le maximum du pilon pour un cylindre intervenant au début du troisième temps, alors que le maximum du couple de basculement est constaté au milieu du troisième temps.

[0008] Par ailleurs, le nombre de cylindres d'un moteur à combustion interne joue un rôle important dans la détermination des caractéristiques de frottement et de rejet de chaleur du moteur. Pour un déplacement donné, un nombre plus faible de cylindres se traduira généralement par une meilleure efficacité thermique et un frottement plus faible, ces deux facteurs se conjuguant pour diminuer la consommation de carburant. Ainsi, on constate chez les motoristes une volonté de diminuer le nombre de cylindres pour une application donnée. Comme expliqué précédemment, ce souhait des motoristes est conflictuel avec le souhait de maîtriser les vibrations, les bruits et les variations de couple moteur.

[0009] Des technologies existent pour atténuer les effets du déplacement sur les supports de moteur, mais ces technologies ont généralement une plage fréquentielle d'atténuation qui est faible, qui ne permet pas de gérer toute la plage de vitesse du moteur. Lesdites technologies sont habituellement appliquées à la plus basse fréquence de résonance du système. Les fréquences restantes générées par la plage de fonctionnement du moteur restent problématiques.

[0010] Afin d'atténuer les vibrations, les variations de couple moteur et le bruit sur l'ensemble de la plage de fonctionnement du moteur, il a été proposé dans le document US2014230771 d'équiper le moteur d'un dispositif d'équilibrage dit à nutation, qui comprend un coupleur couplé au vilebrequin du moteur de façon à être entraîné en rotation par le vilebrequin autour d'un axe perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin, et une masse tournante couplée au coupleur, ce dernier étant configuré pour entraîner la masse tournante en synchronisation avec le vilebrequin. Le coupleur permet de faire varier le positionnement de la masse tournante pour la rapprocher ou l'éloigner de l'axe de révolution du coupleur. Mais le mécanisme est particulièrement complexe et son prix de revient très élevé.

EXPOSE DE L'INVENTION [0011] L’ invention vise à remédier aux inconvénients de l’état de la technique et à proposer des moyens pour équilibrer un moteur à combustion interne.

[0012] Pour ce faire est proposé, selon un premier aspect de l'invention, une méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs, comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence, méthode suivant laquelle :

on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement ayant un premier balourd dynamique, et on entraîne en rotation par rapport au un bloc moteur autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, un deuxième organe d'équilibrage de basculement ayant un deuxième balourd dynamique, en synchronisant la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement et du deuxième organe d’équilibrage de basculement de telle sorte que le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement génèrent ensemble sur le bloc moteur au moins un couple de compensation de basculement autour de l’axe géométrique de référence.

[0013] Par balourd dynamique, on entend ici une répartition des masses telle que l’axe principal d’inertie du corps considéré n’est ni confondu avec l’axe de rotation (absence totale de balourd) ni parallèle à l’axe de rotation (balourd statique). Il peut s’agir d’un balourd de couple, c’est-à-dire d’une répartition de masses qui se traduit par un axe principal d’inertie sécant avec l’axe de rotation, ou d’un balourd dynamique non particulier, à savoir un balourd superposant un balourd de couple et un balourd statique, se caractérisant par un axe principal d’inertie non parallèle à l’axe de rotation et non sécant avec l’axe de rotation.

[0014] Le mouvement de rotation du premier organe d’équilibrage de basculement autour du premier axe d’équilibrage de basculement et le mouvement de rotation du deuxième organe d’équilibrage de basculement autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement étant guidés par rapport au bloc moteur, en pratique par des paliers, la rotation synchronisée des deux organes d’équilibrage de basculement engendre au niveau du bloc moteur un couple de compensation qui vient compenser au moins partiellement le couple de basculement.

[0015] En pratique, la vitesse de rotation du premier axe d'équilibrage de basculement sera égale à la vitesse de révolution du vilebrequin ou à un multiple de cette vitesse. Le rapport prédéterminé entre la vitesse de révolution du vilebrequin et la vitesse de révolution des organes d’équilibrage de basculement dépend du type de moteur. Pour un moteur à quatre temps, ce rapport sera de deux, alors que pour un moteur à deux temps il sera de un. On s’assure ainsi que le couple de compensation engendré par les organes d’équilibrage de basculement en rotation a la même fréquence que le couple de basculement.

[0016] En pratique, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement, le plan de symétrie de basculement étant de préférence perpendiculaire à l’axe géométrique de référence. On évite ainsi de générer sur le bloc moteur des couples ou des efforts résultants non utiles à la compensation du couple de basculement, et notamment un effort dans la direction de l’axe de référence.

[0017] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont parallèles. On évite ainsi de générer un effort résultant dans la direction de la bissectrice des deux axes d’équilibrage de basculement.

[0018] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on entraîne le premier organe d'équilibrage de basculement à l'aide d'une première liaison cinématique entre le vilebrequin et le premier organe d'équilibrage de basculement et l'on entraîne le deuxième organe d'équilibrage de basculement à l'aide d'une deuxième liaison cinématique entre le vilebrequin et le deuxième organe d'équilibrage de basculement ou entre le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement. En pratique, la première liaison cinématique peut comporter un renvoi d’angle.

[0019] L' alternative consistant à prévoir un entraînement auxiliaire autonome, asservi en vitesse par une mesure de la vitesse de révolution du vilebrequin, par exemple par moteur électrique, reste possible.

[0020] Suivant un mode de réalisation, on synchronise la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement et du deuxième organe d’équilibrage de basculement de telle sorte que le couple de compensation de basculement généré soit maximal, en valeur absolue, sur un tour du premier organe d’équilibrage de basculement, lorsque le vilebrequin se trouve dans une position angulaire prédéterminée faisant un angle a par rapport à une position de référence du vilebrequin, qui est une position de point mort haut d'un cylindre du moteur à combustion interne. L'angle a est de préférence compris entre 0° et 50° dans le sens de révolution du vilebrequin. L'angle a se situe aux environs du maximum d'effort du piston sur la chemise dû à la combustion et vaut généralement entre 20° et 40°, typiquement environ 30°. Cet angle est dépendant des paramètres de combustion et de la cinématique de l'attelage mobile. On peut choisir une valeur de l'angle a constante, qui sera un bon compromis entre les différentes conditions d'utilisation rencontrées, ou l'on peut faire varier l'angle a pour affiner l'atténuation du couple de basculement dans tous les cas de fonctionnement. Ainsi, suivant un mode de réalisation préféré, on module l'angle a en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. Le ou les paramètres de phasage comprennent de préférence au moins l'un des paramètres suivants : la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, ou la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. L’information de pression du cylindre peut être estimée ou mesurée.

[0021] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement, de préférence parallèle à l’axe géométrique de référence. De préférence, et pour tenir compte de l'encombrement des autres éléments de la chaîne cinématique de propulsion, le plan géométrique d'équilibrage de basculement est distant de l'axe géométrique de révolution du vilebrequin.

[0022] Suivant un mode de réalisation préféré, le premier organe d’équilibrage de basculement comporte une première masse d'équilibrage de basculement ayant une première valeur Mi et un premier centre de gravité situé d'un premier côté d’un plan de référence contenant l’axe de référence et perpendiculaire au plan d’équilibrage de basculement, à une distance Di du plan de référence et à une distance Ei du premier axe d'équilibrage de basculement, le deuxième organe d’équilibrage de basculement comporte une deuxième masse d'équilibrage de basculement ayant une deuxième valeur M₂ et un deuxième centre de gravité situé du premier côté du plan de référence à une distance D₂ du plan de référence et à une distance E₂ du deuxième axe d'équilibrage de basculement, et l’on fait varier au moins une des distances Di, Ei, et au moins une des distances D₂, E₂, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. De préférence l’on fait varier Di, Ei, D₂, et/ou E₂, de telle sorte que :

D^. E^ = M₂.D₂.E₂ [0023] En pratique, et suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la valeur Mi de la première masse d'équilibrage de basculement et la valeur M₂ de la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont égales, et la première masse d'équilibrage de basculement et la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie de basculement. On obtient ainsi une symétrie pour le mécanisme d'équilibrage, qui permet par exemple de minimiser le nombre de pièces différentes et le temps de mise au point.

[0024] Suivant différents modes de réalisation, le ou les paramètres de pilotage incluent un ou plusieurs des paramètres suivants : la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur, et de préférence au moins la vitesse de révolution du vilebrequin en combinaison avec au moins un deuxième paramètre parmi les paramètres suivants : le couple moteur, la puissance moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. En pratique, plusieurs paramètres pourront être retenus et utilisés simultanément ou non.

[0025] Suivant un mode de réalisation, on fait varier la distance entre la première masse d’équilibrage de basculement et le premier axe d’équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. Mais cette solution nécessite un apport d’énergie important pour vaincre la force centrifuge engendrée par la rotation de l’organe d’équilibrage de basculement. Suivant un mode de réalisation alternatif préféré, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement est constante, et l’on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. On minimise ainsi l'énergie à fournir pour déplacer la première masse d'équilibrage, car il n'est pas besoin de vaincre la force centrifuge. Le mécanisme assurant le déplacement de la première masse d'équilibrage de basculement est relativement simple, puisqu'il ne nécessite qu'un degré de liberté de translation. Naturellement, on prévoit de faire varier la position de la deuxième masse d’équilibrage de basculement de manière analogue à la première masse d’équilibrage de basculement.

[0026] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence de telle manière que, pour chaque vitesse de révolution du vilebrequin dans une plage de vitesses de révolution donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence est une fonction monotone du couple moteur. Ce mode de réalisation se traduit par un couple de basculement qui est lui-même une fonction monotone, en l'occurrence une fonction croissante, du couple moteur, à vitesse de révolution du vilebrequin constante.

[0027] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence de telle manière que, pour chaque couple moteur dans une plage de couples moteurs donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence est une fonction monotone de la vitesse de révolution du vilebrequin, au moins lorsque la vitesse de révolution du vilebrequin est supérieure à un seuil prédéterminé de vitesse. Ce mode de réalisation se traduit par un couple de basculement qui est lui-même, en valeur algébrique, une fonction monotone, en l'occurrence une fonction décroissante, de la vitesse de révolution du vilebrequin à couple moteur constant, au moins lorsque la vitesse de révolution est supérieure au seuil prédéterminé. En l'espèce, le couple de basculement est fonction du carré de la vitesse de révolution, et le couple d'équilibrage généré par la première masse d'équilibrage de basculement augmente avec le carré avec la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, à une distance donnée du plan de référence, et linéairement en fonction de la distance au plan de référence, à vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage donnée.

[0028] En pratique, les deux lois de variation de la distance entre la première masse d'équilibrage et le plan de référence en fonction du couple à vitesse de révolution constante du vilebrequin et en fonction de la vitesse de révolution du vilebrequin à couple constant sont utilisées conjointement, en définissant une loi à deux variables.

[0029] Pour un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N/2.

[0030] Pour un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N.

[0031] Pour symétriser le système d'équilibrage et éviter qu'il génère une résultante de forces parasite s'ajoutant le cas échéant au pilon du moteur, on peut avantageusement prévoir que le premier organe d’équilibrage de basculement comporte une troisième masse d'équilibrage de basculement de valeur M3 ayant un centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence opposé au premier côté, à une distance D3 du plan géométrique de référence et à distance £3 du premier axe d'équilibrage de basculement, et que le deuxième organe d’équilibrage de basculement comporte une quatrième masse d'équilibrage de basculement de valeur M4 ayant un centre de gravité situé du deuxième côté du plan de référence à une distance D4 du plan géométrique de référence et à une distance E4 du deuxième axe d'équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on fait varier au moins une des distances D3, E3, et au moins une des distances D4, E4, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur, de préférence de manière que :

M3· D₃. E₃ = m₄.d₄.e₄ [0032] Lorsque le vilebrequin se trouve dans la position angulaire prédéterminée précédemment définie, la troisième masse d’équilibrage de basculement et la quatrième masse d’équilibrage de basculement se trouvent de préférence d’un côté du plan d’équilibrage de basculement opposé à la première masse d’équilibrage de basculement et à la deuxième masse d’équilibrage de basculement.

[0033] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, l'on fait varier la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et/ou la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur.

[0034] Suivant un mode de réalisation, la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement sont fixes.

[0035] De préférence, les valeurs Mi et Ms sont égales et l'on fait varier la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et/ou la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement de manière que la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence soit égale à la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et que la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement soit égale à la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement.

[0036] Suivant un mode de réalisation, la troisième masse d'équilibrage de basculement est positionnée de telle manière que la projection de la première masse d'équilibrage de basculement sur le plan de référence et la projection de la troisième masse d'équilibrage de basculement sur le plan de référence sont alignées avec la projection du premier axe d'équilibrage de basculement sur le plan de référence.

[0037] De manière plus générale, les valeurs Mi et Ms et les distances Di, Ei, et Ds, Es, sont de préférence telles que l’ensemble des deux masses Mi et Ms a un axe principal d’inertie sécant avec le premier axe d’équilibrage de basculement. De même, les valeurs M₂ et M4 et les distances D₂, E₂, et D4, E4, sont de préférence telles que l’ensemble des deux masses M₂ et M4 a un axe principal d’inertie sécant avec le premier axe d’équilibrage de basculement.

[0038] Dans le cas d’un moteur en ligne, le bloc moteur comporte des cylindres ayant des axes situés dans un plan de poussée, le plan de référence étant parallèle au plan de poussée.

[0039] Pour les moteurs à combustion interne présentant un effort de pilon justifiant un équilibrage, et notamment pour les moteurs à quatre cylindres à quatre temps en ligne, on peut prévoir que :

l'on entraîne en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de pilon perpendiculaire à un plan de référence de pilon contenant l'axe de révolution du vilebrequin, à une vitesse de révolution ayant un rapport constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin, une première masse d'équilibrage de pilon de valeur Pi et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon, à une distance Fi du premier axe d'équilibrage de pilon, l'on entraîne en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de pilon parallèle au premier axe d'équilibrage de pilon et situé à distance du premier axe d'équilibrage de pilon, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de pilon, une deuxième masse d'équilibrage de pilon de valeur P2 et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon à une distance F2 du deuxième axe d'équilibrage de pilon, de manière que:

Pi-Fi = P₂.F₂ [0040] Les deux masses d'équilibrage de pilon, qui tournent en sens opposé dans le plan de référence autour des axes d'équilibrage de pilon, engendrent ensemble des forces dont la résultante est située dans le plan d'équilibrage de pilon, perpendiculaire à l'axe de référence, et donc parallèlement au vecteur force du pilon à équilibrer.

[0041] Suivant un mode de réalisation préféré, la première masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de pilon sont symétriques l'une de l'autre par rapport à un plan de symétrie de pilon perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin. On obtient ainsi une symétrie souhaitée pour le mécanisme d'équilibrage, ce qui permet par exemple de minimiser le nombre de pièces différentes et le temps de mise au point.

[0042] Les axes d'équilibrage de pilon peuvent être distants des axes d'équilibrage de basculement sans nuire à la qualité de l'équilibrage réalisé. Toutefois, et selon un mode de réalisation préféré, on peut avantageusement prévoir que le premier axe d'équilibrage de pilon soit confondu avec le premier axe d'équilibrage de basculement et que le deuxième axe d'équilibrage de pilon soit confondu avec le deuxième axe d'équilibrage de basculement, ce qui assure une plus grande compacité du mécanisme d'équilibrage.

[0043] Pour certains moteurs, et notamment les moteurs à quatre cylindres à quatre temps, on sait que le pilon et le couple de basculement varient à la même fréquence. On peut alors avantageusement prévoir que l'on entraîne en rotation la première masse d'équilibrage de pilon à une vitesse de révolution égale à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, et que l'on entraîne en rotation la deuxième masse d'équilibrage de pilon à une vitesse de révolution égale à la vitesse de révolution du deuxième organe d'équilibrage de basculement.

[0044] Il existe de préférence un déphasage constant non nul entre la rotation de la première masse d'équilibrage de pilon autour du premier axe d'équilibrage de pilon et la rotation de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, ce déphasage étant de préférence compris entre 50° et 130°.

[0045] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la première masse d’équilibrage de pilon fait partie intégrante du premier organe d’équilibrage de basculement et la deuxième masse d’équilibrage de pilon fait partie intégrante du deuxième organe d’équilibrage de basculement. Ainsi, la première masse d'équilibrage de pilon est solidaire de la première masse d'équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement confondu avec le premier axe d'équilibrage de pilon. En pratique, la première masse d'équilibrage de pilon et la première masse d'équilibrage de basculement sont supportées par un corps ou arbre rotatif commun matérialisant le premier axe d'équilibrage. De manière similaire, la deuxième masse d'équilibrage de pilon est solidaire de la deuxième masse d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement confondu avec le deuxième axe d'équilibrage de pilon. En pratique, la deuxième masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont supportées par un corps ou arbre rotatif commun matérialisant le deuxième axe d'équilibrage. On réalise ainsi un dispositif d'équilibrage du couple de basculement et du pilon particulièrement compact.

[0046] Suivant un mode de réalisation particulièrement important en pratique, le moteur à combustion interne est un moteur en ligne, de préférence un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, les pistons se déplaçant parallèlement au plan de référence du moteur à combustion interne. Dans cette hypothèse, on peut avantageusement prévoir que :

l'on entraîne en rotation autour du premier axe d’équilibrage de basculement, à une vitesse de révolution égale à deux fois la vitesse de révolution du vilebrequin, une première masse d'équilibrage de pilon de valeur Pi et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne, à une distance Fi du premier axe d'équilibrage de basculement, l'on entraîne en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de pilon, une deuxième masse d'équilibrage de pilon de valeur P₂ et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne à une distance F₂ du deuxième axe d'équilibrage de basculement, de manière que:

P₁.F₁ = P₂.F₂ [0047] En pratique, la première masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de pilon sont de préférence symétriques l'une de l'autre par rapport à un plan de symétrie de pilon perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin.

[0048] De préférence il existe un déphasage constant non nul entre la rotation de la première masse d'équilibrage de pilon et la rotation de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, ce déphasage étant de préférence compris entre 50° et 130°.

[0049] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à une méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs, comportant un vilebrequin tournant autour d'un axe géométrique de référence, méthode suivant laquelle :

on entraîne en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement ayant un premier axe principal d’inertie non parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement, et l'on entraîne en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, un deuxième organe d'équilibrage de basculement ayant un deuxième axe principal d’inertie non parallèle au deuxième axe d’équilibrage de basculement, en synchronisant la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement et du deuxième organe d’équilibrage de basculement de telle sorte que le premier axe principal d’inertie et le deuxième axe principal d’inertie sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement perpendiculaire à l’axe géométrique de référence.

[0050] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l’un de l’autre par rapport au plan de symétrie de basculement. De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement parallèle à l’axe géométrique de référence. De préférence, et pour tenir compte de l'encombrement des autres éléments de la chaîne cinématique de propulsion, le plan géométrique d'équilibrage de basculement est distant de l'axe géométrique de révolution du vilebrequin.

[0051] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un système d’équilibrage apte à mettre en œuvre le procédé précédemment décrit. En particulier, l’invention a trait à un système d'équilibrage pour équilibrer un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence, le système d’équilibrage comportant :

un premier organe tournant d'équilibrage de basculement apte à être guidé en rotation par rapport au bloc moteur autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, et ayant un premier balourd dynamique par rapport au premier axe d’équilibrage de basculement, un deuxième organe tournant d’équilibrage de basculement apte à être guidé en rotation par rapport au un bloc moteur autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, et ayant un deuxième balourd dynamique par rapport au deuxième axe d’équilibrage de basculement, un mécanisme d’entraînement synchronisé pour entraîner le premier organe d'équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin, et pour entraîner le deuxième organe d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, de telle sorte que le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement génèrent ensemble sur le bloc moteur un couple de compensation de basculement autour de l’axe géométrique de référence.

[0052] Pour un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport prédéterminé constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N/2.

[0053] Pour un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport prédéterminé constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N.

[0054] En pratique, le système d’équilibrage comporte un ou plusieurs premiers paliers pour guider le premier organe tournant d’équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d’équilibrage de basculement par rapport au bloc moteur, et un ou plusieurs deuxièmes paliers pour guider le deuxième organe tournant d’équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement par rapport au bloc moteur. Le cas échéant, les paliers peuvent être solidarisés directement au bloc moteur. Alternativement, le système d’équilibrage peut être pourvu d’un bâti à fixer au bloc moteur, et auquel les paliers sont intégrés.

[0055] Suivant un mode de réalisation, le mécanisme d'entraînement synchronisé comporte un mécanisme de transmission apte à établir une liaison cinématique entre le vilebrequin et le premier organe d'équilibrage de basculement et une liaison cinématique entre le vilebrequin et le deuxième organe d'équilibrage de basculement ou entre le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement. Le mécanisme de transmission peut être de tout type approprié, comportant par exemple des courroies, des chaînes, des roues dentées et/ou des arbres de renvoi. Si une liaison cinématique entre le premier organe d’équilibrage et le deuxième organe d’équilibrage est prévue, celle-ci doit inverser le sens de rotation entre les deux organes d’équilibrage. Cette solution avec une seule liaison cinématique entre le système d’équilibrage et le vilebrequin permet d’intégrer la liaison cinématique entre le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement à un bâti commun du système d’équilibrage. On peut alors proposer un système d’équilibrage compact et unitaire, dont le montage au moteur est aisé.

[0056] Suivant un mode réalisation, le système d'équilibrage comporte des moyens de modulation aptes à moduler un déphasage entre la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement et la rotation du vilebrequin autour de l'axe de géométrique de référence, de préférence en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi les paramètres de fonctionnement du moteur, le ou les paramètres de phasage comprenant de préférence au moins l'un des paramètres suivants: la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. Ces moyens de modulation permettent de caler le maximum du couple de compensation généré par le système d’équilibrage sur le maximum du couple de basculement généré par le moteur, dont la phase par rapport à la rotation du vilebrequin varie avec le régime moteur, le couple moteur, et d’autres paramètres, tels que, par exemple, la température extérieure, la température du liquide de refroidissement, etc...

[0057] Suivant un mode de réalisation particulièrement important en pratique, le système d’équilibrage comporte des moyens de pilotage pour faire varier le premier balourd dynamique et le deuxième balourd dynamique. Suivant différentes modalités de mise en œuvre, le cas échéant cumulables :

les moyens de pilotage incluent au moins un capteur de vitesse de révolution du vilebrequin pour déterminer au moins l’un des paramètres de pilotage ;

les moyens de pilotage comportent un ou plusieurs capteurs ou estimateurs de couple ou de demande de couple pour déterminer au moins l’un des paramètres de pilotage ;

les moyens de pilotage comportent un ou plusieurs capteurs ou estimateurs de pression de cylindre moteur pour déterminer au moins l’un des paramètres de pilotage.

[0058] Suivant un mode de réalisation, le premier organe d’équilibrage de basculement comporte une première masse d’équilibrage de basculement mobile au moins dans une direction parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement, le deuxième organe d’équilibrage de basculement comporte une deuxième masse d’équilibrage de basculement mobile au moins dans une direction parallèle au deuxième axe d’équilibrage de basculement, et les moyens de pilotage sont propres à faire varier la position de la première masse d’équilibrage de basculement parallèlement au premier axe d’équilibrage de basculement et la position de la deuxième masse d’équilibrage de basculement parallèlement au deuxième axe d’équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de pilotage.

[0059] Suivant un mode de réalisation, le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé sur le premier axe d’équilibrage de basculement, et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé sur le deuxième axe d’équilibrage de basculement. En d’autres termes, les deux organes d’équilibrage de basculement n’ont pas de balourd statique par rapport à leurs axes de rotation respectifs. Cette disposition sera préférée pour un moteur ne générant pas d’effort de pilon, ou dont l’effort de pilon a une fréquence fondamentale qui n’est pas égale à celle du couple de basculement.

[0060] Alternativement, on pourra prévoir que le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du premier axe d’équilibrage de basculement, et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du deuxième axe d’équilibrage de basculement. En d’autres termes, les deux organes d’équilibrage de basculement présentent un balourd statique par rapport à leur axe de rotation respectif. Cette disposition sera particulièrement avantageuse pour un moteur générant un effort de pilon avec une fréquence fondamentale qui est égale à celle du couple de basculement, et notamment pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne.

[0061] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence du bloc moteur contenu dans un plan de référence du bloc moteur, et un système d’équilibrage tel que décrit précédemment.

[0062] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement, de préférence perpendiculaire à l’axe géométrique de référence.

[0063] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux en pratique, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont parallèles, et de préférence perpendiculaires au plan de référence. On minimise ainsi les efforts et couples parasites générés par la rotation des organes d’équilibrage de basculement.

[0064] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement, de préférence parallèle à l’axe géométrique de référence.

[0065] De préférence, le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé dans le plan de référence et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé dans le plan de référence.

[0066] En particulier, l’invention est applicable à un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, le système d’équilibrage étant tel que le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du premier axe d’équilibrage de basculement, et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du deuxième axe d’équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on définit un plan de poussée contenant les axes des cylindres du moteur, qui est de préférence parallèle ou confondu avec le plan de référence défini précédemment. Le plan géométrique d’équilibrage de basculement est de préférence perpendiculaire au plan de poussée. Le centre de gravité du premier organe d’équilibrage de basculement et le centre de gravité du deuxième organe d’équilibrage de basculement sont de préférence situés dans le plan de poussée.

[0067] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un organe d’équilibrage de basculement destiné être intégré à un moteur à combustion interne pour la mise en œuvre du procédé précédemment décrit.

[0068] En particulier, l’invention a trait à un organe d’équilibrage pour équilibrer un moteur à combustion interne, l’organe d’équilibrage comportant :

un corps pourvu d’un ou plusieurs paliers de guidage en rotation du corps autour d’un axe d’équilibrage de l’organe d’équilibrage, le corps ayant un centre de gravité situé dans un plan de référence du corps perpendiculaire à l’axe d’équilibrage, et au moins une première masse d'équilibrage ayant une valeur Mi et un centre de gravité situé à une distance non nulle Ei de l’axe d'équilibrage, fixe en rotation par rapport au corps autour de l’axe d’équilibrage et guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance Di du centre de gravité de la première masse d'équilibrage au plan de référence du corps soit variable.

[0069] En faisant varier la distance Di, on dispose d’un moyen de faire varier le bras de levier de l’organe d’équilibrage par rapport à un axe situé dans le plan de référence.

[0070] De préférence, la première masse d’équilibrage est guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance non nulle Ei reste constante. On peut alors déplacer la première masse d’équilibrage de basculement avec une énergie de commande faible, car on n’a pas à s’opposer à des efforts centrifuges induits par la rotation de l’organe d’équilibrage autour de l’axe d’équilibrage.

[0071] De préférence, l’organe d’équilibrage comporte en outre un dispositif de commande pour faire varier la distance Di dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course. Ce dispositif de commande peut être de tout type approprié, par exemple mécanique, électromécanique ou hydraulique. Suivant un mode de réalisation, l'organe d'équilibrage comporte en outre un système de rappel, de préférence de rappel élastique, de la première masse d’équilibrage vers l’une des deux positions de fin de course. Le système de rappel peut notamment comporter un ou plusieurs ressorts de rappel, notamment des ressorts de traction ou de compression, ou des ressorts pneumatiques. D’autres systèmes de rappel peuvent également être envisagés.

[0072] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume variable dont une paroi est constituée par la première masse d’équilibrage. En pratique, le dispositif de commande comporte un circuit d’alimentation hydraulique entre au moins un des paliers et la chambre hydraulique à volume variable. Ce circuit hydraulique comporte de préférence des canaux, perçages et/ou gorges réalisés dans le corps de l’organe d’équilibrage, et le cas échéant dans la première masse d’équilibrage.

[0073] Suivant un mode de réalisation, le corps est équipé d’un organe d’entraînement en rotation autour de l’axe d’équilibrage, de préférence une denture annulaire, destinée à engrener avec une denture similaire d’un deuxième organe d’équilibrage ou avec un organe de transmission tel qu’une roue dentée, une courroie ou une chaîne de transmission.

[0074] Suivant un mode de réalisation, le centre de gravité du corps est situé sur l’axe d’équilibrage. En d’autres termes, le corps ne génère aucun balourd autour de l’axe d’équilibrage.

[0075] Suivant un mode de réalisation alternatif, le centre de gravité du corps est situé à distance de l’axe d’équilibrage de, le centre de gravité du corps étant de préférence situé dans un plan contenant l’axe d’équilibrage faisant un angle δ par rapport à un plan contenant l’axe d’équilibrage et le centre de gravité de la première masse d’équilibrage, l’angle δ étant de préférence compris entre 50° et 130°.

[0076] De préférence, l’organe d’équilibrage comporte en outre au moins une masse d'équilibrage additionnelle ayant une valeur Ms et un centre de gravité situé à une distance non nulle Es du premier axe d'équilibrage, fixe en rotation par rapport au corps autour de l’axe d’équilibrage et guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance Ds du centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle au plan de référence du corps soit variable. En pratique, on pourra avantageusement prévoir que la première masse d’équilibrage et la masse d’équilibrage additionnelle ont la même valeur. On pourra également prévoir une ou plusieurs des dispositions suivantes :

la masse d'équilibrage de basculement additionnelle est guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance non nulle Es reste constante ;

l’organe d’équilibrage comporte en outre un dispositif de commande pour faire varier la distance Di dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course et faire varier la distance Ds dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course additionnelles ;

l’organe d’équilibrage comporte en outre un ressort de rappel de la masse d'équilibrage de basculement additionnelle vers l’une de ses deux positions de fin de course additionnelles ;

le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume variable dont une paroi est constituée par la masse d'équilibrage de basculement additionnelle et, de préférence, un circuit d’alimentation hydraulique entre l’un des paliers et la chambre hydraulique à volume variable ;

des moyens de coordination, par exemple mécaniques, électromécaniques ou hydrauliques, sont prévus pour coordonner les mouvements de la première masse d’équilibrage et de la deuxième masse d’équilibrage, par exemple pour assurer une égalité entre Di et Ds.

[0077] Suivant un mode de réalisation, le dispositif de commande est tel que, pour au moins certaines valeurs de Di et Ds, le centre de gravité de la masse d’équilibrage additionnelle se trouve du côté du plan de référence du corps opposé au centre de gravité de la première masse d’équilibrage.

[0078] De préférence, le centre de gravité de la masse d’équilibrage additionnelle et le centre de gravité de la première masse d’équilibrage se trouvent dans un plan d’équilibrage contenant l’axe d’équilibrage, et de part et d’autre d’un plan perpendiculaire au plan d’équilibrage et contenant l’axe d’équilibrage.

[0079] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un système d’équilibrage de basculement comportant un premier organe d’équilibrage de basculement constitué par un organe d’équilibrage tel que décrit précédemment, guidé en rotation autour d’un premier axe d’équilibrage de basculement et un deuxième organe d’équilibrage de basculement constitué par un organe d’équilibrage tel que décrit précédemment, guidé en rotation autour d’un deuxième axe d’équilibrage de basculement coplanaire et de préférence parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement. Selon un mode de réalisation, le système d’équilibrage de basculement comporte un bâti dans lequel sont logés les paliers, au moins un organe d’équilibrage les chambres et conduites nécessaires à l’action du dispositif de contrôle, voir, le cas échéant, le dispositif de contrôle lui-même, et qui permet de considérer le système d’équilibrage comme une unité structurelle et fonctionnelle, que l’on peut rapporter sur un bloc moteur.

[0080] De préférence, le système d’équilibrage de basculement comporte en outre une liaison cinématique entre le corps du premier organe d’équilibrage de basculement et le corps du deuxième organe d’équilibrage de basculement, telle qu’une rotation du premier organe d’équilibrage de basculement autour du premier axe d’équilibrage de basculement dans un sens donné à une vitesse donnée provoque une rotation du deuxième organe d’équilibrage de basculement autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement en sens contraire et à la même vitesse.

[0081] Les caractéristiques divulguées à propos d’un aspect de l’invention ou d’un mode de réalisation sont naturellement combinables avec d’autres caractéristiques divulguées à propos d’autres aspects de l’invention ou d’autres modes de réalisation, pour réaliser des variantes.

BRÈVE DESCRIPTION DES FIGURES [0082] D’autres caractéristiques et avantages de l’invention ressortiront à la lecture de la description qui suit, en référence aux figures annexées, qui illustrent :

la figure 1, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et d'un moteur à combustion interne associé, selon un premier mode de réalisation de l'invention;

la figure 2, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et d'un moteur à combustion interne associé, selon un deuxième mode de réalisation de l'invention;

la figure 3A, un diagramme illustrant les variations du couple de basculement en fonction de la vitesse de révolution du vilebrequin à vide, à mi-charge et à pleine charge, d’un moteur à combustion interne à allumage régulier ;

la figure 3B, un diagramme illustrant les variations du couple de basculement en fonction de la charge du moteur, c’est-à-dire du couple moteur ramené au couple maximal, pour différentes vitesses de révolution du vilebrequin pour le même moteur à combustion interne à allumage régulier ;

la figure 3C, un diagramme illustrant la variation du couple de basculement en fonction de l’angle du vilebrequin, à vide et à mi-charge, pour une vitesse de révolution du vilebrequin au milieu de la plage de vitesses du moteur;

la figure 4, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d’un dispositif de commande suivant un premier mode de réalisation, exécutant une première stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur maximal;

la figure 5, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position de compensation de couple de basculement intermédiaire;

la figure 6, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position neutre;

la figure 7, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position de compensation de couple de basculement généré principalement par les forces d’inertie;

la figure 8, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d’un dispositif de commande suivant un deuxième mode de réalisation, exécutant une deuxième stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur;

la figure 9, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 8, dans une position neutre;

la figure 10, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 8, dans une position de compensation de couple de basculement généré principalement par les forces d’inertie;

la figure 11, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d’un dispositif de commande suivant un troisième mode de réalisation, exécutant une troisième stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur maximal;

la figure 12, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 11, dans une position de compensation de couple de basculement intermédiaire;

la figure 13, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 11, dans une position neutre;

la figure 14, un schéma de principe illustrant une position du vilebrequin du moteur à combustion interne associé à un système de compensation du couple de basculement selon la figure 2, correspondant à un maximum sur un tour du couple de basculement, et la position correspondante du système de compensation ;

la figure 15, un dispositif de modulation du déphasage entre la rotation du vilebrequin du moteur à combustion interne et la rotation du système de compensation du couple de basculement ;

les figures 16 à 22, divers positionnements possibles du système de compensation du couple de basculement par rapport au bloc moteur ;

les figures 23 à 27 diverses configurations de moteurs incorporant un système de compensation du couple de basculement selon l’invention ;

la figure 28, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon et d'un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne associé selon un mode de réalisation de l'invention;

la figure 29, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon et d'un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne associé, selon un autre mode de réalisation de l'invention;

la figure 30, un schéma de principe d’un décalage angulaire entre une masse d’équilibrage de l’effort de pilon et des masses d’équilibrage du couple de basculement ;

la figure 31, une vue isométrique d'un organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon selon un mode de réalisation de l'invention, dans une position neutre;

la figure 32, une vue de côté de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31;

la figure 33, une vue de face de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31;

la figure 34, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe B-B illustré sur la figure 33;

la figure 35, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe A-A de la figure 32;

la figure 36, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe J-J illustré sur la figure 32;

la figure 37, une vue de détail d'une pièce de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31;

la figure 38, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan B-B illustré sur la figure 33, mais dans une position de compensation maximale du couple de basculement.

[0083] Pour plus de clarté, les éléments identiques ou similaires sont repérés par des signes de référence identiques sur l’ensemble des figures.

DESCRIPTION DÉTAILLÉE DE MODES DE RÉALISATION [0084] Sur la figure 1 est illustré de façon schématique un moteur à combustion interne à quatre cylindres en ligne 10, comportant un bloc moteur 12, un vilebrequin 14 guidé en rotation autour d'un axe géométrique de référence 100 du bloc moteur 10, un ou plusieurs pistons 16 guidés en translation dans des cylindres 18 du bloc moteur 12, et des bielles 20 de liaison entre les pistons et le vilebrequin 14.

[0085] De façon remarquable, le moteur à combustion interne 10 est équipé d'un système d'équilibrage 22 comportant un premier organe d’équilibrage de basculement 24A et un deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B. Le premier organe d’équilibrage de basculement 24A est constitué par un corps 25A guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l’intermédiaire d’un ou plusieurs paliers 62A, et une première masse d'équilibrage de basculement 26A de valeur Mi fixe en rotation par rapport au corps 25A. Le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B est constitué par un corps 25B guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement 102A et distant du premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l’intermédiaire d’un ou plusieurs paliers 62B, une deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B de valeur M2 fixe en rotation par rapport au corps 25B. Dans ce mode de réalisation, le corps 25A est équilibré par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement 102A et que le corps 25B est équilibré par rapport au deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B.

[0086] Le premier axe d'équilibrage de basculement 102A et le deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement Q parallèle à l’axe de référence 100 et perpendiculaire à un plan de référence P du moteur à combustion interne 10 contenant l’axe géométrique de référence 100. Dans l'illustration schématique de la figure 1, le moteur à combustion interne 10 représenté est un moteur en ligne, en l'occurrence un moteur à quatre cylindres 18 en ligne, et les axes 104 des cylindres 18 du bloc moteur 12 sont situés dans un plan de poussée PP, qui peut être parallèle au plan de référence P, voire, dans l’illustration de la figure 1, confondu avec le plan de référence P.

[0087] La première masse d'équilibrage de basculement 26A a son centre de gravité situé d'un premier côté du plan de référence P à une distance Di du plan de référence et à une distance Ei du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B a quant à elle son centre de gravité situé du même premier côté du plan de référence P, à une distance Di du plan de référence P et à une distance Ei du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. Chaque organe d’équilibrage de basculement 24A, 24B présente ainsi un balourd dynamique, au sens où son axe principal d’inertie n’est ni confondu avec l’axe d’équilibrage de basculement correspondant 102A, 102B, ni parallèle à cet axe.

[0088] On a illustré sur la figure 1 des moyens d'entraînement 28 qui permettent d'entraîner le premier organe d’équilibrage de basculement 24A en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement 102A à une vitesse de révolution ayant un rapport constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin 14, et d'entraîner le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A. En l'espèce, ces moyens d'entraînement 28 sont ici constitués par un engrenage à renvoi d'angle 30 entre le vilebrequin 14 et un arbre de renvoi 32, qui entraîne une première chaîne 34 d’entraînement du premier organe d’équilibrage de basculement 24A, et par une deuxième chaîne d’entraînement 36 avec fonction d’inversion entre le premier organe d’équilibrage de basculement 24A et le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B.

[0089] Le rapport de transmission entre le vilebrequin 14 et le premier organe d'équilibrage de basculement 24A est choisi afin que la période de révolution ce dernier corresponde à la période du couple de basculement.

[0090] Ainsi, pour le moteur à combustion interne 10 à quatre temps à quatre cylindres 18 en ligne illustré sur la figure 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est égal à 2. Plus généralement, pour un moteur à combustion interne à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est choisi égal à N/2.

[0091] Dans le cas d'un le moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est choisi égal à N.

[0092] Le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B tourne quant à lui dans toutes les hypothèses à la même vitesse que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A et en sens inverse.

[0093] Le mode de réalisation de la figure 2 diffère de celui de la figure 1 par le fait que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A comporte une troisième masse d’équilibrage de basculement 38A de valeur Ms située, par rapport à la première masse d’équilibrage de basculement 26A, de l’autre côté du plan P et de l’autre côté du plan Q. De façon similaire, le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B comporte une quatrième masse d’équilibrage de basculement 38B de valeur Ms située, par rapport à la deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B, de l’autre côté du plan P et de l’autre côté du plan Q.

[0094] La troisième masse d'équilibrage de basculement 38A a son centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence P à une distance D3 du plan de référence P et à une distance E3 du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La quatrième masse d'équilibrage de basculement 38B a quant à elle son centre de gravité situé du même deuxième côté du plan de référence P à une distance D4 du plan de référence P et à une distance E4 du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B.

[0095] Dans l’ensemble des modes de réalisation, le premier axe d’équilibrage de basculement 102A et le deuxième axe d’équilibrage de basculement 102B sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement S qui est perpendiculaire à l’axe de révolution 100 du vilebrequin 14, au plan de référence P et au plan d’équilibrage de basculement Q.

[0096] Pour expliquer le fonctionnement du mécanisme d’équilibrage de basculement 22, on supposera dans un premier temps que dans les modes de réalisation des figures 1 et 2, les valeurs Mi de la première masse d’équilibrage de basculement 26A et la valeur M₂ de la deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B sont égales, et que les centres de gravité de la première masse d’équilibrage de basculement 26A et de la deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B sont dans des positions symétriques l’une de l’autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances Ei etEz sont égales, et les distances Di etDz sont égales.

[0097] Ainsi, la rotation conjointe de la première masse d’équilibrage de basculement 24A et de la deuxième masse d’équilibrage de basculement 24B autour de leur axe d'équilibrage respectif 102A, 102B, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au plan géométrique d’équilibrage de basculement Q à la distance Di de l’axe de référence 100, qui se traduit par un moment non nul par rapport à l'axe de référence 100. Ce moment a une amplitude qui varie de façon périodique, à la période de rotation des organes d'équilibrage 24A, 24B qui est également celle du couple de basculement. On dispose ainsi d'un premier moyen de générer un couple de sens opposé au couple de basculement.

[0098] Pour le mode de réalisation de la figure 2, on supposera en outre que les valeurs M3 et M4 de la troisième masse d’équilibrage de basculement 38A et de la quatrième masse d’équilibrage de basculement 38B sont égales et que les centres de gravité des troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A, 38B sont dans des positions symétriques l’une de l’autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances E3 et E4 sont égales, et les distances D3 et D4 sont égales.

[0099] Ainsi, la rotation conjointe des troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A, 38B autour de leur axe d'équilibrage respectif, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au plan géométrique d’équilibrage de basculement Q à la distance D3 de l’axe de référence 100, qui se traduit par un moment non nul par rapport à l'axe de référence 100. Ce moment a une amplitude qui varie de façon périodique, à la période de rotation des organes d'équilibrage 24A, 24B qui est également celle du couple de basculement. On dispose ainsi d'un deuxième moyen de générer un couple de sens opposé au couple de basculement.

[00100] Le couple généré par les troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A et 38B se cumule parfaitement avec le couple généré par les première et deuxième masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B si les troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A, 38B tournent en opposition de phase par rapport aux première et deuxième masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B, en d’autres termes si les centres de gravité des quatre masses en rotation traversent simultanément le plan géométrique d’équilibrage de basculement Q, la troisième masse étant sinon toujours d’un côté du plan géométrique d’équilibrage de basculement Q opposé à la première masse.

[00101] Si de plus les valeurs Mi et Ms sont égales (et par conséquent si M₂ et M4 sont égales), la résultante des efforts induits sur le bloc moteur 12 par la rotation des masses 26A, 26B, 38A, 38B est nulle, leur seule contribution étant de générer un couple à la même fréquence et en opposition de phase avec le couple de basculement.

[00102] En pratique, le couple de basculement varie en intensité et en direction avec la vitesse de révolution du vilebrequin et avec le couple moteur. Sur le diagramme de la figure 3A sont représentés : sur l’axe des abscisses la vitesse de révolution du vilebrequin et sur l’axe des ordonnées le couple de basculement exercé sur le bloc moteur, pour trois régimes de couple, à savoir à vide, à mi-charge et à pleine charge. On constate qu’au-delà d’un seuil de vitesse de révolution du moteur, ici au-delà de 2000 tr/min, le couple de basculement est une fonction monotone, en l’occurrence décroissante, de la vitesse de révolution du vilebrequin. Sur le diagramme de la figure 3B sont représentés : sur l’axe des abscisses la charge du moteur, c’est-à-dire le couple moteur rapporté au couple maximal, et sur l’axe des ordonnées et en valeur algébrique, le couple de basculement exercé sur le bloc moteur, pour différentes vitesses de révolution du vilebrequin. Arbitrairement, on a donné au couple de basculement des valeurs négatives lorsque qu’il est dû principalement aux inerties des parties tournantes, à savoir au-delà d’un seuil de vitesse pour un couple donné, ou en deçà d’un seuil de couple pour une vitesse donnée, et des valeurs positives lorsqu’il est dû principalement à la pression de combustion à savoir en deçà d’un seuil de vitesse pour un couple donné, ou au-delà d’un seuil de couple pour une vitesse donnée. On constate que le couple de basculement est une fonction monotone croissante du couple moteur, au moins pour une plage prédéterminée de régimes de vitesse de révolution du vilebrequin. La figure 3C, quant à elle, illustre les variations du couple de basculement en amplitude et en phase, pour une même vitesse de révolution du vilebrequin, à vide et à 50% du couple maximal, pour une combustion qui se déclenche à environ 45° par rapport au référentiel choisi.

[00103] Les systèmes d’équilibrage 22 des modes de réalisation des figures 1 et 2 peuvent donc être optimisés pour un régime et un couple moteur donné en fixant opportunément la valeur et l’emplacement des masses d’équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B. Mais un tel système aura un bénéfice limité, voire sera contreproductif, pour des régimes et des couples moteur différents.

[00104] On a donc intérêt à pouvoir piloter l’amplitude du couple généré par le système d’équilibrage 22 en fonction du régime moteur.

[00105] Différents dispositifs pour modifier le couple d’équilibrage généré par le système d’équilibrage 22 sont illustrés sur les figures 4 à 13.

[00106] Sur les figures 4 à 7, on a illustré le premier organe d’équilibrage 24A du système d’équilibrage de la figure 2, comportant un corps 25A guidé en rotation par rapport au premier axe d’équilibrage de basculement 102A, et que l’on supposera ici équilibré dynamiquement, et deux masses d’équilibrage 26A, 38A solidaires en rotation du rapport au corps 25A autour du premier axe d’équilibrage de basculement 102A et équipé d’un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer les masses d’équilibrages 26A, 38A par rapport au corps 25A parallèlement au premier axe d’équilibrage de basculement 102A de manière à faire varier les distances Di et Ds sans faire varier les distances Ei et E3. Le mécanisme de commande 42 est entraîné ici par des moyens moteurs 44 pilotés par une unité de contrôle 46 en fonction de signaux d’entrée en provenance d’une unité de détermination de la vitesse du vilebrequin 48 et d’une unité de détermination du couple moteur 50.

[00107] Dans ce mode de réalisation, les distances Di et D3 sont égales et les masses 26A, 38A se déplacent conjointement. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d’équilibrage 24B est également équipé d’un mécanisme de commande similaire piloté par l’unité de contrôle 46 pour déplacer les deux masses

26B, 38B pour qu’elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A.

[00108] Dans la position de la figure 4, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 5, les deux masses 26A, 38A se sont conjointement déplacées vers l’axe de révolution 100 du vilebrequin 14 et le couple de compensation engendré par les masses 26A, 38A, 26B, 38B est moindre. Dans la position de la figure 6, les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B sont dans le plan de référence P, et n’engendrent plus aucun couple de compensation autour de l’axe de révolution 100. Enfin, dans la position de la figure 7, les masses 26A, 38A ont traversé le plan P, et se trouvent dans une position permettant une compensation du couple de basculement lié aux inerties.

[00109] Les figures 8 à 10 illustrent le premier organe d’équilibrage 24A du système d’équilibrage de la figure 2, équipé d’un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer les masses d’équilibrages 26A, 38A radialement par rapport au premier axe d’équilibrage de basculement (102A) de manière à faire varier les distances Ei et E3 sans faire varier les distances Di et D3. Dans ce mode de réalisation, les distances Ei et E3 sont égales et les masses 26A, 38A se déplacent conjointement. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d’équilibrage 24B est également équipé d’un mécanisme de commande piloté par l’unité de commande 46 pour déplacer les deux masses 26B, 38B pour qu’elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A.

[00110] Dans la position de la figure 8, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 9, les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B sont alignées sur le premier axe d’équilibrage de basculement 102, et n’engendrent plus aucun couple de compensation autour de l’axe de révolution 100. Enfin, dans la position de la figure 10, les masses 26A, 38A sont en position miroir par rapport à la position de la figure 8 permettant ainsi une compensation du couple de basculement lié aux inerties.

[00111] Il est naturellement possible de combiner les modes de fonctionnement des figures 4 à 7 d’une part, et 8 à 10 d’autre part, en permettant de modifier à la fois Di, Ds, Ei et E3. Il est à noter que dans les modes de réalisation des figures 4 à 10, il n’est pas nécessaire que les valeurs Mi et Ms des masses 26A et 38A soient égales. Une solution particulière est donnée par Mi = Ms, qui se caractérise par la symétrie totale du mécanisme. Par ailleurs, dans l’hypothèse où Ms =0, les figures 4 à 10 deviennent applicable au mode de réalisation de la figure 1.

[00112] Sur les figures 11 à 13, on a illustré le premier organe d’équilibrage 24A du système d’équilibrage de la figure 2, équipé d’un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer la masse d’équilibrage 26A parallèlement au premier axe d’équilibrage de basculement de manière à faire varier la distance Di, la masse 38A restant fixe par rapport au corps 25A et Ds étant constant. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d’équilibrage 24B est également équipé de moyens permettant de déplacer la masse 26B, pour qu’elle soit toujours en position symétrique par rapport à la masse 26A.

[00113] Dans la position de la figure 11, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 12, la masse 26A se trouve dans le plan de référence, et le couple de compensation, correspondant à l’action des masses 26A, 38A, est plus faible. Enfin, dans la position de la figure 13, la masse 26A a rejoint la masse 38A, les effets des deux masses s’annulent et le couple de compensation est nul.

[00114] On peut définir un référentiel (O, x, y, z) orthonormé tournant lié à l’organe d’équilibrage de basculement 24A, ayant pour origine O le centre de gravité de l’organe d’équilibrage de basculement 24A, son axe y confondu avec l’axe de rotation de l’organe d’équilibrage de basculement 24A, et son axe z positionné de manière que le plan (O, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles Mi et M3. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d’inertie M_A de l’organe d’équilibrage de basculement 24A de la manière suivante :

Ma,xx	0	1a,xz\	ΜΑ,χχ	0
= I 0	1a,yy	^A.yz	1= ,°	f,yy
\1a,zx	^A,zy	Ια,ζζ /	\‘A,xz	^A,yz

[00115] Suivant la théorie des tenseurs d’inertie, cette matrice est symétrique, de sorte que les composantes de la matrice hors de la diagonale, dites produits d’inertie, sont égales deux à deux : lA,ÿ = Iajî. Dans l’hypothèse où le centre de gravité de l’organe d’équilibrage de basculement 24A est sur l’axe de rotation, on aura de plus Ia,xz= Ια,ζχ =0.

[00116] Dans ce référentiel, les produits d’inerties Ia,_Yz et Iaz_Y varient en fonction des déplacements des masses mobiles Mi et M3, les autres composantes étant non affectées par les déplacements des masses mobiles Mi et M3.

[00117] De façon analogue, on peut définir un autre référentiel (O, x, y, z) orthonormé tournant lié à l’organe d’équilibrage de basculement 24B, ayant pour origine O le centre de gravité de l’organe d’équilibrage de basculement 24B, son axe y confondu avec l’axe de rotation de l’organe d’équilibrage de basculement 24B, et son axe z positionné de manière que le plan (O, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles M2 et M4. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d’inertie M_b de l’organe d’équilibrage de basculement 24B de la manière suivante :

[ ^Β,ΧΧ	0	Ib,xz\	ί ^Β,χχ	0
M_fl = l 0	leyy	Ιβ,γζ	1= ⁰	leyy
\1b,ZX	Ιβ,ζγ	Ιβ,ζζ /	\'b,XZ	Ιβ,γζ

[00118] Comme la précédente, cette matrice est symétrique. Dans le référentiel choisi, les produits d’inerties Ib,_Yz et Ibz_Y varient en fonction des déplacements des masses mobiles M2 et M4, les autres composantes étant non affectées par les déplacements des masses mobiles M2 et M4.

[00119] De préférence, on choisira : I_Byz = l_Ayz.

[00120] Naturellement, on a intérêt à positionner les masses d’équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B de manière à ce que le couple de compensation qu’elles engendrent sur un tour des organes d’équilibrage 24A, 24B ait son maximum qui coïncide avec le maximum du couple de basculement subi par le bloc moteur.

[00121] Sur la figure 14, on a illustré un cylindre 18 du moteur 10 après le passage par le point mort haut et allumage des gaz. Le piston 16 exerce alors sur la chemise du cylindre 18 un effort dont la composante radiale par rapport à l’axe 104 du cylindre 18 varie entre autres en fonction de la pression des gaz, du couple résistant du vilebrequin et de l’angle de la bielle 20. C’est cet effort qui est à l’origine du couple de basculement, et l’on comprend que son maximum sera atteint à une position de la bielle 20 qui peut varier en fonction des conditions de fonctionnement. Si l’on prend pour origine du référentiel de rotation du vilebrequin la position du vilebrequin 14 correspondant au point mort haut d’un piston de référence au début du temps moteur, on observe que l’effort radial sur la chemise du cylindre 18 atteint son maximum après une rotation du vilebrequin 14 qui peut varier entre 0° et 60°, de préférence entre 10° et 50° en fonction des conditions de fonctionnement. Pour obtenir un effet de compensation dans toutes les conditions d’utilisation du moteur, on aura intérêt à caler le système d’équilibrage du couple de basculement 22 à un angle oc situé dans la partie centrale de cette plage, entre 10° et 50°, de préférence entre 20° et 40°, typiquement à 30° ou autour de cette valeur. En pratique, cela signifie que les masses d’équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B devront être à leur apogée (dans la position la plus éloignée du plan d’équilibrage de basculement Q) lorsque le vilebrequin sera dans la position angulaire oc prévue par rapport au point mort haut du cylindre.

[00122] On pourra également prévoir un dispositif de modulation de déphasage 52, illustré sur la figure 15, permettant de faire varier le déphasage entre les organes d’équilibrage de basculement 24A, 24B d’une part, et le vilebrequin 14 d’autre part. Par exemple, si les moyens d'entraînement 28 comportent, comme décrit précédemment, une première chaîne 34 d’entraînement du premier organe d’équilibrage de basculement 24A, on pourra prévoir un tendeur 54 commandé par exemple par l’unité de commande 46, de manière à faire varier la trajectoire de la première chaîne d’entraînement 34 et avec elle le déphasage entre rotation du vilebrequin 14 et rotation des deux organes d’équilibrage 24A, 24B. Naturellement, d’autres dispositifs de modulation du déphasage pourront être envisagés. En pratique, la plage de déphasage devrait être d’au moins 10°, de préférence d’au moins 20°.

[00123] Pour générer le couple de compensation du couple de basculement, il n’est pas nécessaire que le plan d’équilibrage de basculement Q, qui par définition est le plan qui contient les axes d’équilibrage de basculement 102A, 102B, soit perpendiculaire au plan de poussée PP contenant les axes 104 des cylindres 18 en ligne du moteur. Les figures 16 à 21 illustrent différentes variantes possibles du positionnement du plan Q. La figure 16 reprend le positionnement des figures 1 et 2, à savoir perpendiculaire au plan de poussée PP, à distance de l’axe de révolution du vilebrequin 100. La figure 17 illustre un positionnement du plan Q perpendiculaire au plan de poussée PP, et contenant l’axe de révolution. La figure 18 illustre une variante dans laquelle le plan Q contient l’axe de révolution 100, mais est oblique par rapport au plan de poussée PP. La figure 19 illustre une variante particulière dans laquelle le plan d’équilibrage de basculement Q et le plan de poussée PP sont confondus. La figure 20 illustre un plan d’équilibrage de basculement Q parallèle à l’axe de révolution 100 mais à distance de celui-ci et oblique par rapport au plan de poussée PP. Enfin, la figure 21 illustre un plan d’équilibrage de basculement Q parallèle au plan de poussée PP, et distant de celui-ci. En pratique, les modes de réalisation des figures 16, 20 et 21, dans lesquels le plan d’équilibrage de basculement Q est éloigné de l’axe de révolution du vilebrequin 100, s’avèrent plus faciles de mise en œuvre car ils ne nécessitent pas de modification de l’architecture du bloc moteur 12.

[00124] Les deux axes d’équilibrage de basculement 102A, 102B ne sont pas nécessairement parallèles l’un à l’autre dans le plan d’équilibrage de basculement Q qui les contient. Sur la figure 22 est illustré un mode de réalisation avec une orientation des organes d’équilibrage de basculement suivant deux axes d’équilibrage de basculement 102A, 102B coplanaires mais sécants.

[00125] D’une manière plus générale, si l’on considère que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A a un premier axe principal d’inertie qui n’est pas parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement 102A et qui tourne autour du premier axe d’équilibrage de basculement 102A, et que le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B a un deuxième axe principal d’inertie qui n’est pas parallèle au deuxième axe d’équilibrage de basculement 102B et qui tourne autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement 102B, une compensation du couple de basculement pourra être obtenue notamment si le premier axe principal d’inertie et le deuxième axe principal d’inertie sont à tout moment symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement S perpendiculaire à l’axe géométrique de référence.

[00126] Sur l’ensemble des figures précédentes, le moteur 10 illustré est un moteur à combustion interne à quatre cylindres en ligne. On peut toutefois avantageusement mettre en œuvre l’invention pour d’autres types de moteurs générant un couple de basculement, et notamment pour un moteur monocylindre comme illustré sur la figure 23, un moteur bicylindre comme illustré sur la figure 24 ou un moteur à trois cylindres comme illustré sur la figure 25. On peut de façon analogue généraliser l’utilisation du système d’équilibrage 22 du couple de basculement selon l’invention à un moteur à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier quelconque supérieur ou égal à 1. On peut en outre généraliser l’utilisation du système d’équilibrage 22 du couple de basculement selon l’invention à un moteur à plusieurs cylindres en V comme illustré sur la figure 26 ou à un moteur en étoile comme illustré sur la figure 27, et plus généralement à tout moteur à combustion interne à allumage régulier (c’est-à-dire à intervalles de rotation du vilebrequin réguliers entre deux combustions successives).

[00127] Le couple de basculement n’est pas la seule source d’efforts parasites transmis par le bloc moteur 12 à ses points de fixation. Une composante importante sur certains moteurs en ligne est l’effort dit de pilon, qui est la composante parallèle à l’axe 104 des cylindres 18 de la résultante des efforts exercés par le bloc moteur 12 sur ses appuis. L’effort de pilon a une fréquence fondamentale qui dépend du nombre de cylindres 18, de la séquence d’allumages et de la vitesse du vilebrequin 14. Dans le cas particulier du moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, la fréquence fondamentale de l’effort de pilon et celle du couple de basculement coïncident. C’est dans ce cadre que vont maintenant être décrits divers modes de réalisation de l’invention assurant à la fois la compensation du couple de basculement et la compensation de l’effort de pilon.

[00128] Le mode de réalisation de la figure 28 diffère de celui de la figure 1 par le fait que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A comporte en plus des éléments de la figure 1 une première masse d’équilibrage de pilon 56A de valeur Pi, ayant un centre de gravité situé dans le plan de poussée PP du moteur à combustion interne, à une distance Fl du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. De façon similaire, le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B comporte une deuxième masse d’équilibrage de pilon 56B de valeur Pz, ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence P du moteur à combustion interne, à une distance Fz du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B.

[00129] Le mode de réalisation de la figure 29 combine les modes de réalisation des figures 2 et 28. Ainsi, le premier organe d’équilibrage de basculement 24A comporte une première masse d’équilibrage de basculement 26A, une troisième masse d’équilibrage de basculement 38A et une première masse d’équilibrage de pilon 56A, alors que le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B comporte une deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B, une quatrième masse d’équilibrage de basculement 38B et une deuxième masse d’équilibrage de pilon 56B.

[00130] Pour les modes de réalisation des figures 28 et 29, qui sont spécifiques à un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, on supposera en outre que les valeurs Pi et Pz des premières et secondes masses d’équilibrage des pilons 56A et 56B sont égales et les centres de gravité des premières et secondes masses d’équilibrage des pilons 56A et 56B sont dans des positions symétriques l’une de l’autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances Fi et Fz sont égales. Enfin, dans ces modes de réalisation, le plan de poussée PP contenant les axes 104 des cylindres 18 est impérativement parallèle au plan de référence P. En pratique, le plan de poussée PP peut être confondu avec le plan de référence P, ou décalé de quelques centimètres par rapport au plan de référence P.

[00131] Ainsi, la rotation conjointe des première et deuxième masses d'équilibrage de pilon 56A, 56B autour de leur axe d'équilibrage respectif, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située sur l’axe d’intersection entre le plan de symétrie S et le plan de poussée PP, et donc parallèle aux axes 104 des cylindres 18. Il est donc possible de générer un effort qui, pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres, aura une résultante périodique, à la période du pilon généré par les cycles de combustion, et que l’on pourra caler de façon à compenser au moins partiellement l’effort de pilon.

[00132] Sur les figures 28 et 29, on a illustré la masse d’équilibrage du pilon 56A, 56B perpendiculaire aux masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B du même organe d’équilibrage 24A, 24B. Ce positionnement relatif engendre un effort de compensation du pilon en quadrature avec le couple de compensation du basculement. Or on constate qu’en règle générale, le déphasage entre l’effort de pilon et le couple de basculement pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres en lignes est constant (à vitesse et couple constants) et compris entre 65° et 115°. On choisira donc pour un moteur donné et pour chaque organe d’équilibrage 24A, 24B un positionnement angulaire relatif δ entre la masse d’équilibrage du pilon 56A, 56B et la ou les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B qui dans un intervalle de 65° à 115°, correspondra à la caractéristique du moteur, comme illustré sur la figure 30.

[00133] Un mode de réalisation d’un organe d'équilibrage de basculement 24A, et le cas échéant d’équilibrage de l’effort de pilon, a été illustré sur les figures 31 à 38. L’organe d'équilibrage de basculement 24A comporte un corps 25A présentant une enveloppe extérieure bombée 56A et une plaque centrale 66, et équipé d’une roue d’entraînement 60 destinée à engrener avec la courroie 34, et de deux paliers de guidage d’extrémité 62, 64. Le corps 25A permet de loger deux masses coulissantes d’équilibrage de basculement 26A, 38A et deux ressorts de rappel 68, 70. Entre la masse d’équilibrage de basculement 26A et l’enveloppe bombée 56A est formée une chambre de volume variable 72. De même, une chambre de volume variable 74 est formée entre la masse d’équilibrage de basculement 38A et l’enveloppe bombée 56A. Les deux chambres 72, 74 sont en liaison hydraulique l’une avec l’autre et avec une source de pression externe, par l’intermédiaire de canaux d’alimentation débouchant au niveau des paliers 62, 64. Le circuit hydraulique et les chambres 74, 72 constituent ainsi un dispositif de commande 40 de la position des masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, permettant aux masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A de se déplacer de la position neutre illustrée sur la figure 34 à une position extrême illustrée sur la figure 38 contre l’effort de rappel des ressorts 70, 68. Dans la position neutre de la figure 34, les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A sont dans la position schématisée sur la figure 6. La position de la figure 38 correspond quant à elle à la position illustrée sur la figure 4. Enfin, il est possible, à partir de la position neutre de la figure 34 et en l’absence de pression dans les chambres 72, 74, d’amener la masse d’équilibrage 26A vers la gauche en butée de fin de course et d’amener la masse d’équilibrage 38A vers la droite en butée de fin de course, sous l’effet des ressorts de rappel 70 68, ce qui constitue l’état illustré schématiquement sur la figure 7.

[00134] Le centre de gravité de la masse d’équilibrage 26A et le centre de gravité de la masse d’équilibrage 38A se trouvent de préférence dans le plan de coupe B-B localisé sur la figure 33, à distance et de part et d’autre du plan de coupe J-J localisé sur la figure 32. Le centre de gravité du corps 25A se trouve dans le plan de coupe AA localisé sur la figure 32, ou dans un plan de référence C du corps 25A à proximité immédiate du plan de coupe A-A. Dans la position de la figure 8, le centre de gravité de la masse d’équilibrage 26A et le centre de gravité de la masse d’équilibrage 38A se trouvent de part et d’autre du plan de coupe A-A, et de part et d’autre d’un plan contenant le centre de gravité du corps et perpendiculaire à l’axe d’équilibrage de basculement 102A.

[00135] Si l’organe d’équilibrage de basculement 24A n’est pas destiné à équilibrer un effort de pilon, le corps 25A est constitué de manière à être équilibré dynamiquement dans sa rotation autour de l’axe d’équilibrage de basculement 102A défini par les paliers 62, 64.

[00136] Si par contre on prévoit l’équilibrage d’un effort de pilon, le corps 25 A sera conformé de manière à présenter un balourd. Le cas échéant, l’enveloppe bombée du corps 25A présente un côté renflé qui crée un balourd constituant la masse d’équilibrage de pilon 56A, comme illustré plus particulièrement sur la figure 37. On a illustré sur la figure 37 un angle δ de 90° environ, mais l’angle peut naturellement varier en fonction de la répartition des masses au niveau du renflement.

[00137] Naturellement, de nombreuses variations sur la structure de l’organe d’équilibrage de basculement 24A sont possibles. On peut envisager une commande autre qu’hydraulique, par exemple par vis sans fin ou par câble. Si l’on souhaite piloter les masses d’équilibrage 26A, 38A conjointement, on peut prévoir une liaison 5 mécanique entre les deux, par exemple une liaison à pignon et crémaillère ou à câble.

Inversement, on peut souhaiter rendre indépendantes l’une de l’autre la commande de la masse d’équilibrage de basculement 26A et la commande de la masse d’équilibrage de basculement 38A, ce qui conduirait à prévoir, dans le dispositif des figures 31 à 38, deux circuits hydrauliques indépendants. Les ressorts de rappel 68, 10 70 peuvent être indifféremment des ressorts de compression ou des ressorts de traction. Plus généralement, on peut prévoir un système de rappel pneumatique ou à cames.

Claims

REVENDICATIONS

1. Méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne (10) à un ou plusieurs pistons alternatifs (16), comportant un bloc moteur (12), un vilebrequin (14) tournant par rapport au bloc moteur (12) du moteur à combustion interne (10) autour d'un axe géométrique de référence (100), suivant laquelle on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur (12) autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement (102A) non parallèle à l’axe de référence (100), à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement (24A) ayant un premier balourd dynamique, caractérisé en ce que l'on entraîne en rotation par rapport au un bloc moteur (12) autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) non parallèle à l’axe de référence (100), à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement (24A), un deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) ayant un deuxième balourd dynamique, en synchronisant la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement (24A) et du deuxième organe d’équilibrage de basculement (24B) de telle sorte que le premier organe d’équilibrage de basculement (24A) et le deuxième organe d’équilibrage de basculement (24B) génèrent ensemble sur le bloc moteur (12) au moins un couple de compensation de basculement autour de l’axe géométrique de référence.
2. Méthode d’équilibrage selon la revendication 1, caractérisé en ce que le premier axe d'équilibrage de basculement (102A) et le deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement (S), le plan de symétrie de basculement (S) étant de préférence perpendiculaire à l’axe géométrique de référence (100).
3. Méthode d’équilibrage selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le premier axe d'équilibrage de basculement (102A) et le deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) sont parallèles.
4. Méthode d’équilibrage selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que l’on entraîne le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) à l'aide d'une première liaison cinématique (34) entre le vilebrequin (14) et le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et l'on entraîne le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) à l'aide d'une deuxième liaison cinématique (36) entre le vilebrequin (14) et le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) ou entre le premier organe d’équilibrage de basculement (24A) et le deuxième organe d’équilibrage de basculement (24B).
5. Méthode d’équilibrage selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que l’on synchronise la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement (24A) et du deuxième organe d’équilibrage de basculement (24B) de telle sorte que le couple de compensation de basculement généré soit maximal en valeur absolue sur un tour du premier organe d’équilibrage de basculement lorsque le vilebrequin (14) se trouve dans une position angulaire prédéterminée faisant un angle a par rapport à une position de référence du vilebrequin qui est une position de point mort haut d'un cylindre (18) du moteur à combustion interne (10), l'angle a étant de préférence compris entre 0° et 50° dans le sens de révolution du vilebrequin (14).
6. Moteur à combustion interne selon la revendication 5, caractérisé en ce que l’on module l'angle a en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur, le ou les paramètres de phasage comprenant de préférence au moins l'un des paramètres suivants : la vitesse de révolution du vilebrequin (14), le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur.
7. Méthode d’équilibrage selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le premier axe d'équilibrage de basculement (10 2A) et le deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement (Q), de préférence parallèle à l’axe géométrique de référence (100].
8. Méthode d’équilibrage selon la revendication 7, caractérisé en ce que le premier organe d’équilibrage de basculement (24A] comporte une première masse d'équilibrage de basculement (26A) ayant une première valeur Mi et un premier centre de gravité situé d'un premier côté d’un plan de référence [P] contenant l’axe de référence (100) et perpendiculaire au plan d’équilibrage de basculement (Q), à une distance Di du plan de référence (P) et à une distance £ï du premier axe d'équilibrage de basculement [102A], le deuxième organe d’équilibrage de basculement (24B) comporte une deuxième masse d'équilibrage de basculement (26B) ayant une deuxième valeur M₂ et un deuxième centre de gravité situé du premier côté du plan de référence (P) à une distance D₂ du plan de référence (P) et à une distance E₂ du deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B), et l’on fait varier au moins une des distances Di, Ei, et au moins une des distances D₂, E₂, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur.
9. Méthode d’équilibrage selon la revendication 8, caractérisé en ce que l’on fait varier Di, Ei, D₂, et/ou E₂, de telle sorte que:

M_r. D_r. E_± = M₂. D₂. E₂
10. Méthode d'équilibrage selon l’une quelconque des revendications 8 à 9, caractérisée en ce que le ou les paramètres de pilotage incluent un ou plusieurs des paramètres suivants : la vitesse de révolution du vilebrequin (14], le couple moteur, la puissance moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur, et de préférence au moins la vitesse de révolution du vilebrequin (14) en combinaison avec au moins un deuxième paramètre parmi les paramètres suivants : le couple moteur, la puissance moteur, l'angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur.
11. Méthode d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 8 à 10, caractérisée en ce que la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement (26A) et le premier axe d'équilibrage de basculement (102A) est constante, et on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement (26A) et le plan de référence (P) en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur.
12. Méthode d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 8 à 11, caractérisée en ce que l'on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement (26A) et le plan de référence (P) de telle manière que, pour chaque vitesse de révolution du vilebrequin (14) dans une plage de vitesses de révolution donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement (26A) et le plan de référence (P) est une fonction monotone du couple moteur.
13. Méthode d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 8 à 12, caractérisée en ce que l'on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement (26A) et le plan de référence (P) de telle manière que, pour chaque couple moteur dans une plage de couples moteurs donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement (26A) et le plan de référence (P) est une fonction monotone de la vitesse de révolution du vilebrequin (14), au moins lorsque la vitesse de révolution du vilebrequin est supérieure à un seuil prédéterminé de vitesse.
14. Méthode d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 1 à 13 appliquée à un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, caractérisée en ce que le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et la vitesse de révolution du vilebrequin (14) est égal à N/2.
15. Méthode d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 1 à 13 appliquée à un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, caractérisée en ce que le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et la vitesse de révolution du vilebrequin (14) est égal à N.
16. Méthode d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 8 à 15 caractérisée en ce que : le premier organe d’équilibrage de basculement (24A) comporte une troisième masse d'équilibrage de basculement (38A) de valeur M3 ayant un centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence (P) opposé au premier côté, à une distance D3 du plan géométrique de référence (P) et à distance E3 du premier axe d'équilibrage de basculement (102A), le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) comporte une quatrième masse d'équilibrage de basculement (38B) de valeur Ma ayant un centre de gravité situé du deuxième côté du plan de référence (P) à une distance Da du plan géométrique de référence (P) et à une distance Ea du deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B), et l’on fait varier au moins une des distances D3, E3, et au moins une des distances Da, Ea, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur, de préférence de manière que :

M₃. D₃. E₃ = M4.D4.E4

1/12

D4