Moteur à combustion interne à deux temps et culasse équipant celui-ci.
La présente invention concerne généralement un moteur à combustion interne à deux temps à au moins un cylindre contenant un piston à mouvement alternatif, notàmment mais non exclusivement du type Diesel, et elle a plus particulièrement pour objet un dispositif à soupapes, incorporé exclusivement dans la culasse, qui permet le remplacement des gaz brûlés par l'air frais nécessaire à la combustion.
L'invention se rapporte également à une culasse, pour moteurs à combustion interne, qui est équipée dudit dispositif, ainsi qu'aux diverses applications et utilisations résultant de sa mise en oeuvre.
Le remplacement des gaz brûlés par la charge d'air frais pose un problème particulier, dans les moteurs à combustion interne à deux temps, car on n'y dispose que d'un temps réduit (correspondant à un angle de rotation d'environ 120º à 140º du vilebrequin) pour le réaliser alors que, dans les moteurs à quatre temps, le laps de temps, disponible à
cet effet, est sensiblement plus grand et peut correspondre à un angle de rotation d'environ 400º de l'arbrevilebrequin.
Dans les moteurs à deux temps à soupapes modernes, on s'efforce d'améliorer le balayage : a) en augmentant la perméabilité de la chambre de travail ou cylindre, lorsque les soupapes d'admission et d'échappement sont ouvertes simultanément ; b) en diminuant le court-circuit entre l'admission et l'échappement, grâce à l'orientation du courant des particules d'air frais entrant dans le cylindre, dans une direction les empêchant de passer directement de l'admission à l'échappement ; et c) en réduisant autant que possible le mélange, dans le cylindre, entre l'air frais et les gaz brûlés provenant du ou des cycles précédents.
Dans le US-A-2.061.157 (HURUM), il a déjà été proposé de disposer, dans la culasse d'un moteur à combustion interne à deux temps, une ou deux soupapes d'admission, qui débouchent dans une préchambre de forme plate et dont le ou les axes sont orthogonaux à celui du cylindre, et une soupape d'échappement dont l'axe est parallèle à celui du cylindre et décalé par rapport à ce dernier axe. La préchambre débouche dans le cylindre par un orifice de section restreinte de façon à y faire pénétrer le mélange d'air et de combustible sous forme d'un jet compact et la tige de la ou de chaque soupape d'admission traverse l'espace délimité dans la culasse par le prolongement géométrique de la paroi du cylindre, ce qui donne lieu à un écoulement étranglé et dissymétrique du mélange admis au cylindre. L'expérience a montré que le susdit jet compact était peu efficace au point de vue du balayage : en effet, si le critère (b) est respecté, du fait de l'introduction à vitesse élevée des particules d'air dans le cylindre vers le piston, en revanche, le critère (c) n'est pas respecté : l'introduction des particules d'air à vitesse élevée dans le
cylindre est effectuée, du fait de la disposition de la soupape d'admission, au sein même de la masse de gaz - et ce particulièrement au moment où la soupape d'admission est en début d'ouverture - y provoquant un intense mélange de l'air frais et des gaz brûlés. En outre, cette disposition laisse subsister des zones mortes, non balayées, ce qui réduit encore l'efficacité du balayage. En raison de la présence de l'orifice de section restreinte, la perméabilité de la culasse à l'écoulement (critère a) est très mauvaise. Enfin, la forme plate de la préchambre assure un mauvais mélange entre l'air frais et le combustible qui y est injecté. Cette analyse du US-A-2.061.517 est confirmée au troisième paragraphe du US-A-4.616.605 (KLINE) qui n'a été publié que le 14 octobre 1986. Dans le US-A-2.222.134 (AUGUSTINE) , il est décrit un moteur à combustion interne à deux temps possédant une soupape d'admission et une soupape d'échappement dont les axes sont parallèles à celui du cylindre et dont les mouvements d'ouverture sont dirigés en sens opposés. Le siège de la soupape d'admission débouche de bas en haut dans une préchambre qui débouche elle-même de haut en bas dans le cylindre par un orifice en forme de croissant, disposé tangentiellement au cylindre. La géométrie de la préchambre est telle qu'il se produit une forte turbulence autour de la soupape d'admission, causant une désorientation des particules d'air frais pénétrant dans le cylindre, provoquant un fort court-circuit (critère b non respecté), et que l'air est dirigé préférentiellement dans l'extrados du coude reliant la préchambre au cylindre, ce qui fera pénétrer les particules d'air au sein même de la masse de gaz, donnant lieu à un mélange important de l'air frais avec les gaz brûlés (critère c non respecté).
L'invention vise à améliorer le fonctionnement d'un moteur à combustion interne à deux temps, notamment mais non exclusivement du type Diesel, à au moins un cylindre avec piston à mouvement alternatif et à dispositif
d'échange des gaz assuré exclusivement par au moins une soupape d'admission et au moins une soupape d'échappement disposées dans la culasse en tête du cylindre associé, de façon à permettre d'obtenir un balayage respectant à la fois les trois critères définis ci-dessus.
L'invention a donc principalement pour but, dans un moteur du genre précité, d'augmenter l'efficacité de l'échange des gaz, c'est-à-dire de chasser au maximum les gaz brûlés résiduels du cylindre en les y remplaçant par un volume correspondant d'air frais, tout en empêchant ou, du moins, en réduisant au maximum tout risque de passage direct d'air frais de la soupape d'admission à la soupape d'échappement et en évitant simultanément, le plus possible, toute création d'une zone de mélange d'air frais et de gaz brûlés et ce, avec une dépense d'énergie minimale. La dépense énergétique est minimisée par la recherche de la meilleure utilisation possible de l'air de balayage fourni au cylindre comme décrit précédemment, mais aussi par l'obtention de la plus grande perméabilité, c'est-à-dire par la réalisation de sections d'écoulement maximales offertes aux fluides gazeux, nécessitant ainsi une différence de pression minimale entre la pression d'air de balayage et la contre- pression à l'échappement pour assurer un débit d'air de balayage donné. L'efficacité de l'échange des gaz du moteur à combustion interne à deux temps est ainsi caractérisée par la qualité d'utilisation de l'air de balayage d'une part et par la perméabilité du cylindre d'autre part. Ces deux caractéristiques conditionnent directement la puissance et le rendement du cycle du moteur Diesel non suralimenté et également, mais à un degré moindre, du moteur Diesel moyennement ou fortement suralimenté.
Toutes les observations formulées précédemment pour les moteurs Diesel s'appliquent aux moteurs à allumage commandé, à aspiration naturelle ou suralimentés.
Dans le cas où, pour ces moteurs, la
préparation du mélange, de préférence homogène, d'air et de combustible s'opère en amont du cylindre à l'aide d'un carburateur ou d'un système d'injection de combustible, il devient nécessaire d'obtenir un échange des gaz sans court-circuit d'air frais carburé vers l'échappement. Sur les moteurs à deux temps à balayage en boucle par lumières d'admission et d'échappement, il est ainsi courant de subir des pertes d'air et donc de combustible allant jusqu'à 30 % , voire 40 % , de la charge fraîche retenue dans le cylindre au cours de l'échange des gaz, ce qui obère d'autant la consommation de combustible. La géométrie de la structure doit en outre permettre une combustion satisfaisante, ce qui se traduit pratiquement par la nécessité de satisfaire simultanément à des conditions ou exigences antagonistes. L'objectif de l'invention est donc de réaliser un compromis entre une bonne efficacité du balayage et de la combustion et ce, avec la technologie la plus simple en conservant au maximum les avantages précités tout en réduisant les inconvénients précédemment mentionnés. Pour faciliter la description ci-après, on admettra que la position du cylindre est telle que son axe soit vertical et qu'ainsi la culasse occupe la position supérieure ou haute et le piston la position inférieure ou basse. La présente invention résout les problèmes techniques précités en prévoyant un moteur à combustion interne à deux temps, à au moins un cylindre avec piston alternatif, à dispositif d'échange des gaz entièrement incorporé à la culasse et comportant un groupe d'au moins une soupape d'admission et un groupe d'au moins une soupape d'échappement, chaque soupape d'admission ayant son siège disposé dans la paroi d'une préchambre de combustion et de balayage, ledit dispositif d'échange des gaz ayant un plan de symétrie passant par l'axe du cylindre et commun à la disposition du groupe d'au moins une soupape d'admission, à la disposition du groupe d'au moins une soupape
d'échappement, et à la configuration de la surface intérieure de la préchambre et du ciel de culasse ainsi qu'à la configuration de la face du piston, caractérisé en ce que la préchambre communique avec le cylindre par un canal de transfert, dont les parois sont au moins en partie sensiblement parallèles à l'axe du cylindre et dont la section droite perpendiculaire à cet axe débouche selon une forme sensiblement oblongue tangentiellement au cylindre, et en ce que la ou chaque soupape d'admission coopère avec la paroi latérale de la préchambre, pratiquement sans jeu avec celleci dans la partie supérieure de ladite soupape de telle façon que le circuit d'air d'admission, en amont de la soupape, débouche directement dans le canal de transfert en aval de la soupape, y compris pendant les premiers instants de la levée de la soupape.
Selon une autre caractéristique de l'invention, l'axe de chaque soupape d'admission a une direction non parallèle à la direction d'axe du cylindre et fait, avec celui-ci, un angle compris de préférence entre environ 45° et environ 90º.
Selon encore une autre caractéristique de l'invention, le siège, associé à chaque soupape d'admission, est situé dans une portion de paroi de la préchambre prolongeant au moins approximativement la portion de paroi du canal de transfert tangente à la surface du cylindre.
Selon un premier mode de réalisation, on prévoit une seule soupape d'admission et une seule soupape d'échappement.
Selon un mode de réalisation particulier, le dispositif d'échange des gaz possède deux soupapes d'admission parallèles entre elles.
Selon un autre mode de réalisation particulier, le dispositif d'échange des gaz possède deux soupapes d'échappement parallèles à l'axe du cylindre. Selon une autre caractéristique de l'invention, le moteur est caractérisé en ce que la section droite du canal de
transfert débouchant dans le cylindre se développe sur un secteur circulaire d'angle au centre compris entre 60° et 110° et représente une aire dont le rapport à celle de la section droite du cylindre est compris de préférence entre 0,10 et 0,20 et plus particulièrement entre 0,13 et 0,17.
Selon un autre mode de réalisation de l'invention, la paroi de fond de la préchambre de balayage et de combustion sensiblement opposée au canal de transfert débouchant dans le cylindre est constituée par une portion de cylindre; de révolution coaxiale à chaque soupape d'admission, sensiblement tangente à chaque tête de soupape, de telle sorte que le jeu radial entre ladite paroi et la tête de chaque soupape d'admission ait une valeur minimale telle que chaque soupape d'admission débite directement et essentiellement sur son secteur orienté en direction du canal de transfert, pour orienter la quasi-totalité du flux d'air émergeant de chaque soupape d'admission directement vers le canal de transfert.
Selon encore un autre mode de réalisation de l'invention, le moteur est caractérisé en ce que le jeu radial soit aussi réduit que possible entre la partie supérieure de chaque soupape d'admission et la paroi latérale, cylindrique et coaxiale avec la soupape correspondante, de la préchambre dans le secteur angulaire sensiblement opposé au canal de transfert.
Selon un autre de ses aspects, l'invention concerne aussi une culasse de moteurs à combustion interne à deux temps, aménagée conformément aux caractéristiques précédemment énoncées. L'invention procure, entre autres, les avantages importants suivants :
- Elle permet de rendre maximales les sections des soupapes d'admission et d'échappement en n'exigeant qu'une déviation relativement faible de la veine d'air moyenne durant son parcours du collecteur d'admission à l'intérieur du cylindre, ce qui se traduit par l'obtention
d'une perméabilité sensiblement accrue par comparaison avec d'autres solutions utilisant le même nombre de soupapes d'admission et d'échappement.
- L'efficacité du balayage est améliorée car, tout en assurant une perméabilité élevée, elle permet d'obtenir un rendement de balayage élevé avec une très bonne utilisation de l'air de balayage, en réduisant au maximum tout risque de passage direct d'air frais du cylindre à la soupape d'échappement, grâce au confinement de la veine qui se trouve accélérée vers le piston sans pouvoir se dévier en direction de la soupape d'échappement, y compris pendant les premiers instants de l'ouverture de la soupape d'admission. - Le développement expérimental pour l'obtention d'une bonne efficacité de. balayage est considérablement simplifié en raison du faible nombre de paramètres agissant sur la formation de la veine d'air. En effet, pour la première partie de la levée de la soupape, donc à faible débit de balayage, la forme des parois délimitant la préchambre et aboutissant au canal de transfert est prépondérante pour orienter la veine d'air sur la paroi de la chemise la plus éloignée de la soupape d'échappement, tandis qu'à levée croissante et débit de balayage élevé, ce rôle est assuré en majeure partie par la forme de la tulipe de la soupape d'admission et du siège associé, permettant à l'écoulement de réaliser un coude à 90° environ entre la pipe d'admission et le cylindre avec un laminage minimal après le passage du col.
Outre la simplification constructive évidente qu'apporte l'invention dans la variante n'utilisant qu'une seule soupape d'admission, une soupape d'admission unique interdit toute dissymétrie de la veine d'air de balayage par rapport à son plan de symétrie défini précédemment, ce qui est toujours difficile à éviter lorsqu'il y a par exemple deux soupapes d'admission en raison d'une possible évolution en fonctionnement de leur jeu respectif ou de leur état d'encrassement respectif. La
participation importante de la géométrie du canal de transfert, qui représente une géométrie fixe par opposition à la géométrie par essence variable de la soupape d'admission, à la formation de la veine d'air de balayage, permet de réaliser une veine d'air de balayage d'une grande stabilité dans tous les cas de charge et de vitesse de fonctionnement du moteur. Le canal de transfert contribue le cas échéant à rétablir une meilleure symétrie de la veine gazeuse. - L'invention assure un balayage successif de la préchambre et du cylindre, de sorte que, même dans le cas d'une quantité d'air de balayage très faible, le volume de la préchambre est balayé et rempli presque exclusivement d'air frais avant la course de compression (contrairement aux préchambres de combustion non balayées). Ceci a pour conséquence que, dans le cas extrême décrit correspondant à un fonctionnement à charge partielle, le volume d'air comburant se trouve dans la partie haute de la préchambre après avoir été refoulé -par les gaz résiduels provenant du cylindre durant la course de compression.
Ainsi sont créées, en quelque sorte par un effet de stratification, des conditions très favorables à exploiter pour contrôler le fonctionnement du moteur à charge minimale, qu'il s'agisse d'un moteur à allumage par compression ou d'un moteur à allumage commandé. Dans les deux cas, les moyens d'introduction de combustible (injecteur) et/ou d'allumage seront de préférence Implantés dans la partie de la préchambre opposée au siège de la soupape d'admission. - Le mouvement du piston en fin de course ascendante de celui-ci, c'est-à-dire au voisinage de son point mort haut, provoque le transfert de la charge d'air frais du cylindre vers la préchambre et induit ainsi un champ de turbulence d'autant plus intense que l'espace mort entre la tête du piston de préférence plate et le fond de culasse où affleure, à l'état fermé, la tête de la soupape
d'échappement est réduit.
- La turbulence régnant dans la préchambre de combustion au moment de l'injection de combustible, dans la période précédant immédiatement la position de point mort haut du piston, peut être puissamment influencée par la turbulence résiduelle du vortex issu de la phase de balayage de sens opposé au champ de turbulence induit par la remontée du piston.
- Le fait que la préchambre de combustion et de balayage soit à la fois balayée et refroidie par l'air de balayage et que la plus grande partie de la chaleur dégagée au cours de la phase de combustion le soit dans ladite préchambre permet de contenir la charge thermique de la culasse et de la partie haute du cylindre en égalisant les températures les plus élevées des parties constitutives de la culasse et du cylindre exposées aux gaz de combustion. Cet avantage est prépondérant pour un moteur à deux temps pour lequel il est bien connu que la charge thermique est plus élevée que dans le cas d'un moteur à quatre temps, et ceci, tout particulièrement pour les moteurs utilisant des pressions maximales de cycle très élevées (par exemple de l'ordre de 200 à 300 bars) comme cela est prévu dans le cadre de l'invention.
- La disposition et la taille des soupapes d'admission et d'échappement permettent d'utiliser l'intérieur de leurs sièges pour aménager de façon connue un canal annulaire de refroidissement, pour assurer le refroidissement desdites soupapes mais aussi celui de la culasse proprement dite, en raison de la très grande fraction de la surface de la culasse en contact avec les gaz de combustion ainsi irriguée naturellement par l'eau de refroidissement desdits sièges de soupape.
La disposition horizontale ou inclinée de la soupape d'admission permet de l'actionner par une commande très directe, notamment par arbre à cames latéral disposé dans la partie haute du bloc-moteur, dans le cas des moteurs
polycylindriques munis de culasses individuelles, ou bien par arbre à cames en tête dans le cas de moteurs à culasse unique. Cette configuration permet ainsi, en raison des faibles masses en mouvement, de réaliser des valeurs d'accélération très élevées lors de l'ouverture et de la fermeture de la soupape d'admisssion sans dépasser les limites admissibles de pression de contact au niveau de la came, ce qui est très favorable puisque le diagramme d'ouverture de la soupape d'admission est très court (de l'ordre de 100º à 140º de rotation du vilebrequin) et plus court que celui de la soupape d'échappement (de l'ordre de 20 à 40° de rotation du vilebrequin). Cette disposition favorise la réalisation de levées de soupape d'admission plus importantes que ce qui est courant dans les moteurs connus (le rapport entre la levée maximale et le diamètre intérieur au siège de la soupape pouvant atteindre et dépasser le double de la normale) pour compenser le fait que la soupape d'admission ne débite que dans sa partie inférieure, compte tenu de son jeu radial, quasi nul dans sa partie supérieure, avec la surface latérale de la préchambre opposée au canal de transfert.
Ceci permet de résoudre de façon élégante le problème précité posé par la période d'ouverture très courte des soupapes, en particulier des soupapes d'admission. L'ensemble des avantages décrits précédemment et relatifs principalement à l'efficacité du balayage et de la combustion permet de réaliser un excellent rendement de balayage et de combustion jusqu'à des valeurs élevées du rapport course-alésage du cylindre, en particulier supérieures aux valeurs connues par ailleurs pour les balayages dits en boucle ou en coin réalisés à l'aide de lumières disposées dans la chemise ou bien exclusivement à l'aide de soupapes disposées dans la culasse. L'obtention d'un bon rendement de balayage avec un rapport course/alésage très élevé (jusqu'à 2, voire 2,5) s'inscrit de manière très favorable dans l'évolution technique actuelle des moteurs
Diesel de fort alésage, pour application navale ou terrestre, car la recherche du rendement le plus élevé conduit aujourd'hui à retenir des rapports course/alésage de plus en plus élevés (rendant possible un rapport volumétrique de compression et un rendement de combustion élevés), de l'ordre de 3 à 4 pour les moteurs lents à deux temps à balayage unicourant et à construction à crosses et de 1,5 à 2 pour les moteurs semi-rapides à quatre temps, dans les deux ca s au détriment du poids et de l'encombrement. Cette caractéristique permet en effet d'envisager l'application du dispositif conforme à l'invention à des moteurs semi-rapides à deux temps à balayage exclusivement par la culasse, ce qui, grâce aux avantages connus du cycle à deux temps en matière de puissance spécifique, contribuerait pour ces moteurs à haut rendement, mais de plus en plus encombrants, à apporter une amélioration sensible du rapport poids/puissance (de l'ordre de 30 % à rendement inchangé).
Enfin, la configuration géométrique de la préchambre de balayage et de combustion permet de réaliser de très hauts rapports volumétriques, pouvant atteindre et même dépasser 20, et ce également dans le cas de rapports course/alésage voisins de l'unité. Ce fait permet de faciliter les conditions de démarrage de moteurs Diesel de très petite taille, par exemple pour application automobile. L'invention sera mieux comprise et d'autres buts, caractéristiques, détails et avantages de celle-ci apparaîtront plus clairement au cours de. la description qui va suivre en se reportant aux dessins schématiques annexés dans lequels : - la figure 1 est une vue fragmentaire, en coupe transversale, des seuls éléments relatifs à l'invention, c'est-à-dire de la tête d'un cylindre et de la portion de culasse associée d'un moteur Diesel à deux temps à distribution par une soupape d'admission et une soupape d'échappement mutuellement perpendiculaires et représentées toutes les deux ouvertes pendant la phase de balayage et de
remplissage, au voisinage du point mort bas du piston ;
- la figure 2 est une vue en coupe transversale horizontale suivant la ligne II-II de la figure 1, montrant le débouché du canal de transfert dans le cylindre ; - la figure 3 est une vue en coupe selon la ligne III-III de la figure 1 ;
- la figure 4 est une vue en coupe, analogue à celle de la figure 2, d'un mode de réalisation à deux soupapes d'admission parallèles entre elles ; - la figure 5 est une vue en coupe, analogue à celle de la figure 2, d'un mode de réalisation à deux soupapes d'échappement parallèles entre elles ;
- la figure 6 représente, à plus grande échelle, une variante préférée du mode de réalisation des figures 1 à 3 ;
- la figure 7 est une vue en coupe selon la ligne VII-VII de la figure 4 ;
- la figure 8 représente le diagramme des périodes d'ouverture des soupapes d'admission et d'échappement en fonction de l'angle de rotation de l'arbre-vilebrequin ; les figures 9a à 9h représentent les différentes phases du cycle de fonctionnement de la variante faisant l'objet des figures 1 et 2 ; - la figure 10 représente un autre mode de rédl isation de l'invention selon une vue fragmentaire analogue à celle de la figure 1, dans lequel la commande des soupapes par un seul arbre à cames en tête commun est clairement représentée. Selon l'exemple de réal isation représenté sur la figure 1, le repère 1 désigne \m cylindre d'un moteur Diesel à un ou plusieurs cylindres fonctionnant selon un cycle à deux temps, à axe géométrique 2 représenté ici en position sensiblement verticale et contenant un piston à mouvement alternatif 3 représenté en position voisine de son point mort bas. Ce cylindre 1, constitué ici par exemple par
une chemise du type humide, est monté dans le bâti ou bloc-cylindres 4 du moteur et habituellement entouré d'une enveloppe d'eau de refroidissement 5. L'extrémité supérieure ou tête du cylindre est surmontée et fermée par une culasse 6, qui contient une soupape d'échappement 7 commandant un conduit 8 d'échappement des gaz brûlés communiquant avec une voie d'échappement 9 formant notamment collecteur d'échappement, ainsi qu'une soupape d'admission 10 commandant un conduit d'admission 11 d'air frais comburant communiquant avec un collecteur d'admission 12. La soupape d'admission 10 s'ouvre, et le conduit d'admission 11 débouche, dans le sens de l'écoulement de l'air frais de balayage, dans une préchambre de balayage et de combustion 13 qui est ménagée dans la culasse 6 et qui est ouverte vers le cylindre 1 en communiquant avec celui-ci par un canal de transfert 14. La disposition des soupapes d'admission 10 et d'échappement 7 admet de préférence un plan de symétrie, correspondant par ailleurs au plan de la figure 1 et passant par l'axe de la soupape d'échappement 7, l'axe de la soupape d'admission 10 et l'axe 2 du cylindre 1, ces trois axes étant indiqués en trait mixte à la figure 1.
L'axe de la soupape d'échappement 7 est sensiblement parallèle à l'axe 2 du cylindre et décalé par rapport à celui-ci de façon qu'en position ouverte, la tête de cette soupape d'échappement 7 se trouve d'un côté (du côté gauche de la figure 1 ) relativement proche de la paroi latérale voisine correspondante du cylindre 1 et, de l'autre oc té (du côté droit sur la figure 1), relativement éloignée du débouché du canal de transfert 14. L'axe de la soupape d'admission 10, s'ouvrant dans la préchambre 13, n'est pas parallèle, et est représenté ici de préférence au moins approximativement orthogonal, aux parois du cylindre 1, donc à l'axe de la soupape d'échappement 7 et à l'axe 2 du cylindre . Comme il ressort de la figure 1, la tige 17 de la soupape 10 s'éloigne de cet axe 2, dans le susdit plan de symétrie.
La soupape d'échappement 7 coopère avec un siège fixe 15 prévu dans la culasse 6. De même, la soupape d'admission 10 coopère avec un siège fixe 16 prévu dans la culasse 6. Le canal de transfert 14 présente une paroi
14a au moine; en partie sensiblement parallèle à l'axe 2 du cylindre 1, la partie 14b de la paroi située du côté de la soupape d'admission 10 constituant en fait un prolongement de la paroi du cylindre 1 (voir la figure 2 ) . La partie opposée de la paroi 14a du canal de transfert 14 constitue en fait également un prolongement de la partie de paroi 13a de la chambre de pré mélange 13, opposée à la soupape d'admission 10. Le canal de transfert 14 présente en outre, en section droite perpendiculaire à l'axe 2 du cylindre 1, une forme sensiblement oblongue tangentiellement au cylindre 1, comme cela est clairement visible à la figure 2. La section droite du canal de transfert 14 débouchant dans le cylindre 1 se développe de préférence sur un secteur circulaire d'angle au centre compris entre 60° et 110° et représente une aire dont le rapport à celle de la section droite du cylindre 1 est compris de préférence entre 0,10 et 0,20 et, plus particulièrement, entre 0,13 et 0,17.
A sa partie supérieure, la préchambre 13 présente, depuis le siège 16 de la soupape d'admission 10, une portion de cylindre de révolution 18, coaxiale à la soupape d'admission 10, sensiblement tangente à la tête 10a de la soupape 10 et dont la dimension est: telle qu'il n'y ait pratiquement pas d'écoulement d'air à la partie supérieure de la tête 10a de la soupape d'admission 10. Cette portion de cylindre 13 constitue donc en pratique le sommet ou la paroi de fond de la préchambre 13.
En outre, la partie de paroi 14a du canal de transfert 14 se raccorde à la partie inférieure du siège de soupape 16 par un profil arqué 22 permettant un écoulement direct de l'air vers le canal de transfert 14, dès le début de l'ouverture de la soupape d'admission 10.
Comme il ressort en particulier de la figure 3, la partie de cylindre de révolution 18 sensiblement coaxiale à la soupape d'admission 10, laisse entre cette paroi 18 et la tête 10a de la soupape d'admission 10, un jeu radial 32 présentant une valeur minimale empêchant la création d'une veine d'air significative autour de la partie supérieure de la tête 10a de la soupape d'admission 10. En conséquence, la quasi- totalité du flux d'air émergeant de la soupape d'admission 10 s'écoule autour de la partie inférieure de la tête 10a de la soupape d'admission 10 vers le canal de transfert 14, comme symbolisé par les flèches d'écoulement 28 de la figure 3.
En référence à la figure 4, on a représenté un deuxième mode de réalisation de l'invention selon lequel on a prévu deux soupapes d'admission désignées respectivement par 100 et 110, à la partie supérieure de chacune desquelles est prévu, comme dans le cas de la figure 3, un jeu radial minimal 32 juste suffisant pour le passage des têtes de ces soupapes. Comme représenté à la figure 7, ceci permet de réaliser l'injection de combustible dans le plan de symétrie précité, et également, comme cela sera explicité plus loin, de profiter de la turbulence organisée provoquée par l'écoulement, en provenance du cylindre 1 résultant de la remontée du piston. Dans ce mode de réalisation, on a prévu une seule soupape d'échappement 7.
En référence à la figure 5, on a représenté encore un mode de réalisation de l'invention selon lequel on a prévu deux soupapes d'échappement désignées respectivement par 107 et 117, avec une seule soupape d'admission 10. Dans chacun de ces modes de réalisation des figures 4 et 5, la soupape unique soit d'échappement 7, soit d'admission 10, se trouve dans le plan de symétrie précité.
La figure 8 représente le diagramme d'ouverture des soupapes d'admission et d'échappement du mode de réalisation préféré des figures 1, 2 et 3. De façon usuelle, on a désigné par OA l'ouverture d'admission, par
OE l'ouverture d'échappement, par FA la fermeture d'admission, par FE la fermeture d'échappement, par PMH le point mort haut et par PMB le point mort bas.
La période d'ouverture de la soupape d'échappement 7 représente environ 160° d'angle de rotation de l'arbre vilebrequin tandis que la période d'ouverture de la soupape d'admission 10 représente environ 140° d'angle de rotation de l'arbre-vilebrequin. On observera à ce propos que la période d'ouverture de la soupape d'échappement 7 débute bien avant la période d'ouverture de la soupape d'admission 10, respectivement 60° et 30° avant le point mort bas.
En référence aux figures 9a à 9h, on a représenté différentes séquences du cycle de fonctionnement de ce moteur.
La figure 9a représente la phase de détente pour laquelle la soupape d'admission 10 et la soupape d'échappement 7 sont fermées et le piston 3 se dirige vers le point mort bas, comme symbolisé par la flèche F. A la figure 9b, on a représenté la séquence suivante pour laquelle la soupape d'échappement 7 vient de s'ouvrir tandis que la soupape d'admission 10 est toujours fermée, le piston 3 continuant son mouvement de descente vers le point mort bas, ce qui va permettre, d'une façon connue en soi, de faire baisser la pression dans le cylindre 1 jusqu'au niveau de la pression de balayage.
La figure 9c représente iα séquence suivante selon laquelle la soupape d'échappement 7 est à peu près complètement ouverte, le piston se trouvant au début de sa course ascendante comme le montre le sens inversé de la flèche F, tandis que la soupape d'admission 10 est déjà pratiquement ouverte et permet ainsi l'écoulement de la veine d'air qui a été désignée par exemple par 23 à la figure 3.
Ce flux 28 se transforme en un écoulement unique d'air 40 en appui sur la paroi verticale du cylindre faisant suite au canal de transfert 14, qui refoule, lors de
sa pénétration dans le cylindre 1, un volume correspondant de gaz brûlés 42.
La figure 9d représente la séquence suivante correspondant au balayage du cylindre 1 et montrant les levées maximales respectivement de la soupape d'échappement 7 et de la soupape d'admission 10. Il est à noter à ce sujet que cette levée maximale de la soupape d'admission 10 est plus grande que celle des moteurs à deux temps usuels. Comme on le sait en effet, la levée d'une soupape est calculée de façon telle que la surface latérale du cylindre géométrique limité entre le siège de soupape et la surface transversale de la soupape soit égale ou légèrement supérieure à la section libre du siège de soupape ouvert. Dans le cas de l'invention, c'est seulement la moitié environ de la surface latérale du susdit cylindre géométrique qui laisse passer l'air frais et il faut donc compenser cette perte de surface en augmentant la levée de la soupape d'admission 10 ou des soupapes d'admission 100, 110. A cet effet, de préférence, le rapport entre la levée maximale de la ou chaque soupape d'admission 10 et le diamètre intérieur du siège 16 de ladite soupape d'admission est supérieur à 0,35.
On observera qu'à ce moment, du cycle, le flux d'air d'admission 40, pratiquement sans mélange avec les gaz brûlés 42 et alimenté presque exclusivement par la veine 28 du fait de la position de la tête 10a de la soupape d'admission 10, occupe presque la totalité du volume du cylindre 1 et a refoulé la plus grande partie des gaz brûlés 42.
La figure 9e représente la séquence de fin de balayage pour laquelle la soupape d'échappement 7 vient de se fermer, la soupape d'admission 10 se trouvant partiellement ouverte avant sa fermeture complète. Le piston 3 poursuit sa remontée dans le cylindre 1 et provoque un refoulement partiel de l'air en direction du collecteur d'admission 12.
La figure 9f représente la séquence suivante
de compression pour laquelle les deux soupapes d'échappement 7 et d'admission 10 sont fermées. La poursuite de la remontée du piston dans le cylindre provoque donc non seulement la compression mais également un refoulement progressif de l'air vers la préchambre 1.3, ce qui induit un champ de turbulence important, symbolisé par la flèche 50, propice à la phase d'injection de combustible et à son mélange avec l'air comburant dans la séquence, suivante.
La figure 9g représente la phase d'injection du combustible juste avant le point mort haut, symbolisée par un jet de combustible 52.
Enfin, la figure 9h représente la dernière séquence relative à la combustion du mélange ainsi préparé avec le piston se trouvant à son point mort haut. Grâce à la structure décrite et à ce fonctionnement, on obtient tous les avantages techniques mentionnés dans la partie introductive de la description.
Par ailleurs, on comprendra que l'on peut apporter diverses modifications sans pour autant sortir du cadre de l'invention. L'invention comprend donc tous les moyens constituant des équivalents techniques des moyens décrits ainsi que leurs diverses combinaisons.
En particulier, on peut utiliser tous les moyens habituels en combinaison avec les moyens de l'invention, que ce soit en ce qui concerne la culbuterie, la conception de l'injection et de la chambre de combustion, la conception de la structure de la culasse qui peut être avantageusement du type connu en soi à canaux forés. D'ailleurs, à la figure 1, on a désigné par 70, 72 des canaux de refroidissement des sièges 15, 16 des soupapes d'échappement 7 et d'admission 10, ce qui permet de refroidir non seulement les soupapes elles-mêmes mais également la plus grande partie de la culasse 6 exposée aux gaz de combustion. On a vu à ce propos dans la partie introductive de la description que l'on pouvait renoncer presque
totalement à la présence de chambres d'eau en conférant ainsi à la culasse une très grande rigidité structurale.
En outre, selon un autre mode de réalisation objet de la figure 10, analogue à celui de la figure 1 et pour lesquels les mêmes signes de référence ont été utilisés pour les parties identiques, on peut prévoir que la direction de l'axe de la soupape d'admission 10 fasse un angle égal à environ 50° avec la direction de l'axe 2 du cylindre 1. Dans ce cas, on peut avantageusement réaliser une commande de chaque groupe d'au moins une soupape d'admission 10 et de chaque groupe d'au moins une soupape d'échappement 7 par un seul arbre à cames en tête 150 commun agissant sur chaque soupape précitée par l'intermédiaire de culbuteurs associés 152, 154 et pourvus de galets 156, 158, les moyens de rappel des soupapes n'étant pas représentés pour une meilleure compréhension du dessin.
Selon la variante de la figure 6, la tête 10a de la soupape d'admission 10 possède une surface approximativement plane 19 destinée à coopérer avec une surface conjuguée 20, elle aussi approximativement plane, du siège 16. La face opposée 21 de la tête 10a, qui est de préférence approximativement conique, est agencée de manière à pénétrer dans un évidement 30, de forme conjuguée, ménagé dans la paroi, opposée de la préchambre 13, l'ensemble étant tel que la soupape d'admission 10, à sa levée maximale, pénètre pratiquement à fond dans, cet évidement en en chassant les gaz brûlés. De plus, le conduit d'admission 11 est avantageusement muni d'une lèvre 33, immédiatement en αmont du siège 16 et sur sa partie inférieure, destinée à accélérer progressivement, par un effet de tuyère, l'air frais entrant dans la préchambre 13, à l'ouverture, de la soupape d'admission 10.
De préférence encore, le combustible est introduit sous pression dans la préchambre 13 par un injecteur 120 disposé, non pas au sommet de cette préchambre comme schématisé à la figure 1, mais dans l'axe de la
soupape d'admission 17, ce qui améliore l'homogénéité du mélange d'air et de combustible admis dans le cylindre. Dans le cas où il existe deux soupapes d'admission symétriques
100 et 110 (figure 7), on peut ne prévoir qu'un seul injecteur 120 débouchant selon l'axe de symétrie de l'ensemble de ces deux soupapes.