WO2018138092A1 - Méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne - Google Patents

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WO2018138092A1
WO2018138092A1 PCT/EP2018/051593 EP2018051593W WO2018138092A1 WO 2018138092 A1 WO2018138092 A1 WO 2018138092A1 EP 2018051593 W EP2018051593 W EP 2018051593W WO 2018138092 A1 WO2018138092 A1 WO 2018138092A1
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WO
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balancing
tilt
axis
engine
crankshaft
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PCT/EP2018/051593
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English (en)
Inventor
Marc Paquien
Original Assignee
Ntn-Snr Roulements
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Publication date
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Application filed by Ntn-Snr Roulements filed Critical Ntn-Snr Roulements
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/22—Compensation of inertia forces
    • F16F15/26—Compensation of inertia forces of crankshaft systems using solid masses, other than the ordinary pistons, moving with the system, i.e. masses connected through a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/264—Rotating balancer shafts
    • F16F15/265—Arrangement of two or more balancer shafts

Definitions

  • the invention relates to the balancing of internal combustion engines with one or more reciprocating pistons.
  • crank-handle mechanism to convert the reciprocating movement of a piston into a rotational movement of a crankshaft.
  • the piston moves back and forth in a cylinder bore, one end of which is closed by a cylinder head.
  • the reciprocating movement of the piston defines a change in internal volume of the cylinder, the latter being minimum when the piston is close to the cylinder head and maximum when the piston is farthest from the cylinder head.
  • the piston makes a return trip by crankshaft turn.
  • Each complete stroke, from the minimum volume position to the maximum volume position or vice versa, is called an engine time.
  • the combustion air is sucked into the volume during the first time.
  • the torque is applied from the crankshaft to compress the combustion air during the second stroke and form a mixture between the oxidant and the fuel.
  • the mixture is converted into heat and pressure in the combustion chamber when the volume is close to its minimum.
  • the pressure acts on the piston, creating a torque on the crankshaft during the third stroke.
  • the amplitude of the torque varies with the variable transformation ratio of the crank-handle mechanism and with the pressure in the cylinder, which decreases due to the increase in the volume created by the movement of the piston.
  • the combustion gases are evacuated during the fourth stage.
  • the four times require two complete rotations of the crankshaft.
  • the torque on the crankshaft generated by a four-stroke engine cylinder is almost nil during the fourth and first time, slightly resistant at the second stroke, and strongly engineous during the third stroke.
  • This torque pulse generates an output torque of the crankshaft which oscillates around its average, these variations to be managed by the transmission kinematic chain downstream of the engine.
  • the forces transmitted by each rod to the crank associated crankshaft correspond forces applied to the corresponding cylinder: on the one hand, the pressure exerted in the combustion chamber has a non-zero resultant which is exerted on the cylinder head in the axis of translation of the piston; on the other hand, the forces exerted by the piston on the liner generate forces having a resultant substantially radial with respect to the axis of translation of the piston, and oriented, with respect to this axis, away from the connecting rod. Efforts substantially opposite to the preceding are applied by the crankshaft to the guide bearings formed in the engine block.
  • the set of forces applied to the motor unit has a non-zero resultant and generates couples, this resultant and these couples being taken up by the supports of the engine block.
  • the component of the resultant of the forces which is perpendicular to the axis of revolution and parallel to the axis of translation of the pistons, so-called "pestle”
  • the torque exerted around the axis of revolution of the crankshaft said "torque tilt”.
  • the number of combustion events per revolution of the crankshaft determines the order of the principal harmonic of the oscillating output torque, the tilting torque of the engine block on its supports, and the pestle.
  • the number of combustion events per crankshaft revolution is equal to half the number of cylinders.
  • a four-stroke four-cylinder engine has a principal harmonic of order two;
  • a four-stroke six-cylinder engine has a third-order main harmonic.
  • the number of combustion events per crankshaft revolution is equal to the number of cylinders.
  • the pestle and the tilting torque have the same frequency, but are out of phase with each other, the maximum of the pestle for a cylinder intervening at the beginning of the third beat, while the maximum of the tilting torque is found in the middle of the third beat.
  • the number of cylinders of an internal combustion engine plays an important role in determining the friction characteristics and heat rejection of the engine. For a given displacement, a smaller number of cylinders will generally result in better thermal efficiency and lower friction, both of which combine to reduce fuel consumption. Thus, it is found in motorists a desire to reduce the number of cylinders for a given application. As explained above, this desire of the engine is conflicting with the desire to control vibrations, noise and engine torque variations.
  • said “nutation” which comprises a coupler coupled to the crankshaft of the engine so as to be rotated by the crankshaft about an axis perpendicular to the axis of revolution of the crankshaft, and a rotating mass coupled to the coupler, the latter being configured to drive the rotating mass in synchronization with the crankshaft.
  • the coupler makes it possible to vary the positioning of the rotating mass to bring it closer to or away from the axis of revolution of the coupler. But the mechanism is particularly complex and its cost very high.
  • a method of balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block of the internal combustion engine around a reference geometrical axis, according to which: rotation is carried out with respect to the engine block around a first tilt balancing axis which is not parallel to the reference axis, at a speed of revolution having a predetermined ratio with the revolution speed of the crankshaft, a first tilt balancing member having a first dynamic unbalance, and driving in rotation with respect to an engine block around a second tilt balancing axis non-parallel to the reference axis, at a revolution speed of equal amplitude and opposite direction to the revolution speed of the first tilt-balancing device, a second tilt balancing member having a second dynamic unbalance, synchronizing the rotation of the first
  • dynamic unbalance here means a distribution of masses such that the principal axis of inertia of the body considered is neither confused with the axis of rotation (total absence of unbalance) nor parallel to the axis of rotation (static unbalance). It can be an unbalance of torque, that is to say a distribution of masses that results in a main axis of inertia secant with the axis of rotation, or a dynamic unbalance no particular, namely an unbalance superimposing torque unbalance and static unbalance, characterized by a main axis of inertia non-parallel to the axis of rotation and non-secant with the axis of rotation.
  • the rotational movement of the first tilt balancing member about the first tilt balancing axis and the rotational movement of the second tilt balancing member about the second tilt balancing axis being guided relative to at the engine block, in practice by bearings, the synchronized rotation of the two tilt balancing members generates at the engine block a compensation torque which at least partially compensates for the tilting torque.
  • the rotational speed of the first tilt balancing axis will be equal to the speed of revolution of the crankshaft or a multiple of this speed.
  • the predetermined ratio between the revolution speed of the crankshaft and the revolution speed of the tilt balancing members depends on the type of engine. For a four-stroke engine, this ratio will be two, while for a two-stroke engine it will be one. This ensures that the compensation torque generated by the rotating tilt balancing members has the same frequency as the tilting torque.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are symmetrical to one another with respect to a tilting symmetry plane, the tilting symmetry plane being preferably perpendicular to the geometric reference axis. This avoids generating on the engine block torques or resulting forces not useful for the compensation of the tilting torque, including a force in the direction of the reference axis.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are parallel. This avoids generating a resultant force in the direction of the bisector of the two tilt balancing axes.
  • the first tilt balancing member is driven by means of a first kinematic link between the crankshaft and the first tilt balancing member and the second balancing device for tilting with a second kinematic connection between the crankshaft and the second balancing member of tilting or between the first tilt balancing member and the second tilt balancing member.
  • the first kinematic link may comprise an angle gear.
  • the rotation of the first tilt balancing element and the second tilt balancing device is synchronized so that the tilt compensation torque generated is maximum, in absolute value, over a turn of the first tilt balancing member, when the crankshaft is in a predetermined angular position at an angle to a reference position of the crankshaft, which is a top dead center position of a cylinder of the combustion engine internal.
  • the angle a is preferably between 0 ° and 50 ° in the direction of revolution of the crankshaft.
  • the angle ⁇ is around the maximum force of the piston on the jacket due to combustion, and is generally between 20 ° and 40 °, typically about 30 °. This angle is dependent on the combustion parameters and the kinematics of the moving coupling.
  • the angle ⁇ is modulated as a function of one or more phasing parameters among operating parameters of the motor.
  • the at least one phasing parameter preferably comprises at least one of the following parameters: the revolution speed of the crankshaft, the engine torque, the power delivered by the engine, the angle of the crankshaft corresponding to a maximum pressure in a cylinder of the crankshaft. engine, or the maximum value of the pressure reached in a cylinder of the engine.
  • the cylinder pressure information can be estimated or measured.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are located in a geometric tilt balancing plane, preferably parallel to the reference geometric axis.
  • the tilt balancing geometric plane is distant from the geometric axis of revolution of the crankshaft.
  • the first tilt balancing device comprises a first tilt balancing mass having a first value Mi and a first center of gravity located on a first side of a reference plane. containing the reference axis and perpendicular to the tilt-balancing plane, at a distance Di from the reference plane and at a distance Ei from the first tilt-balancing axis, the second tilt-balancing device comprises a second mass tilt-balancing apparatus having a second value 2 and a second center of gravity located on the first side of the reference plane at a distance Dz from the reference plane and at a distance Ez from the second tilt-balancing axis, and varies at least one of the distances Di, Ei, and at least one of the distances Dz, Ez, as a function of one or more control parameters among operating parameters of the motor r. Di, Ei, Dz, and / or Ez are preferably varied so that:
  • the value Mi of the first tilt balancing mass and the value 2 of the second tilt balancing mass are equal, and the first balancing mass tilting balance and the second tilt balancing mass are symmetrical to each other with respect to the tilting symmetry plane. This gives a symmetry for the balancing mechanism, which allows for example to minimize the number of different parts and the focus time.
  • control parameter or parameters include one or more of the following parameters: the revolution speed of the crankshaft, the engine torque, the engine power, the crank angle corresponding to a maximum pressure in a crankshaft. engine cylinder, the value maximum of the pressure reached in a cylinder of the engine, and preferably at least the speed of revolution of the crankshaft in combination with at least a second parameter among the following parameters: the engine torque, the engine power, the crankshaft angle corresponding to maximum pressure in a cylinder of the engine, the maximum value of the pressure reached in a cylinder of the engine.
  • several parameters can be selected and used simultaneously or not.
  • the distance between the first tilt balancing mass and the first tilt balancing axis is varied as a function of the engine operating parameter or parameters. But this solution requires a significant energy input to overcome the centrifugal force generated by the rotation of the tilt balancing member.
  • the distance between the first tilt balancing mass and the first tilt balancing axis is constant, and the distance between the first tilt balancing mass and the reference plane according to the engine operating parameter or parameters. This minimizes the energy to be supplied to move the first balancing mass, because there is no need to overcome the centrifugal force.
  • the mechanism ensuring the displacement of the first tilt balancing mass is relatively simple, since it requires only a degree of freedom of translation. Naturally, it is intended to vary the position of the second tilt balancing mass in a manner analogous to the first tilt balancing mass.
  • the distance between the first tilting balancing mass and the reference plane is varied in such a way that, for each speed of revolution of the crankshaft in a given revolution speed range, , the distance between the first tilt balancing mass and the reference plane is a monotone function of the engine torque.
  • This embodiment results in a tilting torque which is itself a monotonic function, in this case an increasing function, of the engine torque, at a constant revolution speed of the crankshaft.
  • the distance between the first tilt balancing mass and the plane of rotation is varied.
  • the distance between the first tilt balancing mass and the reference plane is a monotonic function of the revolution speed of the crankshaft, at least when the revolution speed of the crankshaft is greater than a predetermined speed threshold.
  • This embodiment results in a tilting torque which is itself, in algebraic value, a monotonic function, in this case a decreasing function, of the revolution speed of the crankshaft with constant engine torque, at least when the speed revolution is greater than the predetermined threshold.
  • the tilting torque is a function of the square of the revolution speed
  • the balancing torque generated by the first tilt balancing mass increases with the square with the revolution speed of the first mass of revolution. tilt balancing around the first tilt balancing axis, at a given distance from the reference plane, and linearly as a function of the distance to the reference plane, at a revolution speed of the first given balancing mass.
  • N being an integer greater than or equal to 1
  • the crankshaft is preferably N / 2.
  • N being an integer greater than or equal to 1
  • the constant ratio between the revolution speed of the first tilt balancing device and the revolution speed. the crankshaft is preferably equal to N.
  • the first tilt balancing element comprises a third tilt balancing mass of value 3 having a center of gravity located on a second side of the reference plane opposite to the first side, at a distance D3 from the geometric plane reference and distance £ 3 of the first tilt balancing axis
  • the second tilt balancing element comprises a fourth tilt balancing mass of value M having a center of gravity located on the second side of the plane reference point at a distance D from the reference geometrical plane and at a distance £ 4 from the second tilt balancing axis, in which case at least one of the distances D3, 33 and at least one of the distances D4 is varied.
  • "4 as a function of one or more control parameters among operating parameters of the motor, preferably such that:
  • the third tilting balancing mass and the fourth tilting balancing mass are preferably on one side of the tilting balancing plane opposite to the first tilt balancing mass and the second tilt balancing mass.
  • the distance between the third tilting balancing mass and the reference plane and / or the distance between the third tilting balancing mass and the first axis is varied. tilt balance according to the engine operating parameter (s).
  • the distance between the third tilt balancing mass and the reference plane and the distance between the third tilt balancing mass and the first tilt balancing axis are fixed.
  • the values Mi and 3 are equal and the distance between the third tilting balancing mass and the reference plane is varied and / or the distance between the third tilting balancing mass and the first axis tilting balance so that the distance between the third tilt balancing mass and the reference plane is equal to the distance between the first tilt balancing mass and the reference plane and the distance between the third tilt balancing mass and the reference plane tilt balancing mass and the first tilt balancing axis is equal to the distance between the first tilt balancing mass and the first tilt balancing axis.
  • the third tilt balancing mass is positioned such that the projection of the first tilt balancing mass on the reference plane and the projection of the third balancing mass of tilting on the reference plane are aligned with the projection of the first tilt balancing axis on the reference plane.
  • the values Mi and 3 and the distances Di, Ei, and D3, 3 3, are preferably such that the set of two masses Mi and 3 has a main axis of inertia secant with the first tilt balancing axis.
  • the values 2 and M and the distances £ 1 ⁇ 2, £ 2, and £> 4 , £ 4 are preferably such that the set of two masses 2 and 4 has a main axis of inertia intersecting with the first balancing axis of tilting.
  • the engine block comprises cylinders having axes located in a thrust plane, the reference plane being parallel to the thrust plane.
  • the two pest balancing masses which rotate in the opposite direction in the reference plane around the pestle balancing axes, together generate forces whose resultant is located in the pestle balancing plane, perpendicular to the reference axis, and therefore parallel to the force vector of the pestle to be balanced.
  • the first pest balancing mass and the second pylon balancing mass are symmetrical to one another with respect to a pylon symmetry plane perpendicular to the axis. revolution of the crankshaft. This gives a desired symmetry for the balancing mechanism, which allows for example to minimize the number of different parts and the focus time.
  • the ramming balancing axes can be spaced from the tilt balancing axes without affecting the quality of the balancing performed.
  • the first pilon balancing axis is coincident with the first tilt balancing axis and that the second pilon balancing axis is merged with the second axis.
  • tilt balancing which ensures a greater compactness of the balancing mechanism.
  • the pylon and the tilting torque vary at the same frequency.
  • first pylon balancing mass is rotated at a revolution speed equal to the revolution speed of the first tilting balancing element, and that the second rotary actuator is rotated.
  • pylon balancing mass at a revolution speed equal to the revolution speed of the second tilt balancing member.
  • phase shift between the rotation of the first pest balancing mass around the first pylon balancing axis and the rotation of the first tilting balancing mass around the first axis of the pylon. tilt balancing, this phase shift being preferably between 50 ° and 130 °.
  • the first pest balancing mass is an integral part of the first tilt balancing device and the second pylon balancing mass is an integral part of the second tilt balancing device.
  • the first pylon balancing mass is secured to the first rotational tilt balancing mass about the first tilt balancing axis coincident with the first pylon balancing axis.
  • the first pylon balancing mass and the first tilt balancing mass are supported by a common rotating shaft or shaft embodying the first balancing axis.
  • the second ramming mass is secured to the second rotational tilt balancing mass about the second tilt balancing axis coinciding with the second ramming axis.
  • the second pylon balancing mass and the second tilt balancing mass are supported by a common rotating shaft or shaft embodying the second balancing axis. This provides a device for balancing the tilting torque and particularly compact pestle.
  • the internal combustion engine is an in-line engine, preferably a four-stroke four-cylinder engine in line, the pistons moving parallel to the plane of reference of the internal combustion engine.
  • the rotation axis is rotated about the first tilting balancing axis, at a revolution speed equal to twice the revolution speed of the crankshaft, a first pest balancing mass.
  • the first pest balancing mass and the second pest balancing mass are preferably symmetrical to one another with respect to a plane of pylon symmetry perpendicular to the axis of revolution. crankshaft.
  • a method of balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons comprising a crankshaft rotating about a reference geometric axis, method according to which: rotation is rotated around a first tilt balancing axis not parallel to the reference axis, at a speed of revolution having a predetermined ratio to the revolution speed of the crankshaft, a first tilt balancing member having a first principal axis of inertia not parallel to the first tilt balancing axis, and - driving in rotation about a second tilt balancing axis not parallel to the reference axis, at a revolution speed of equal amplitude and opposite direction to the revolution speed of the first tilt balancing element, a second tilting member; tilting balancing having a second main axis of inertia not parallel to the second tilt balancing axis, synchronizing the rotation of the first tilt balancing member and the second tilt balancing member so that the first axis main
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are symmetrical to one another with respect to the tilting symmetry plane.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are located in a tilt balancing geometric plane parallel to the reference geometric axis.
  • the tilt balancing geometric plane is distant from the geometric axis of revolution of the crankshaft. According to another aspect of the invention, it relates to a method of balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons, comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block.
  • the engine block being subjected to a tilting torque around the reference geometrical axis, according to which one drives in rotation relative to the engine block around a first axis tilting balance not parallel to the reference axis, at a revolution speed having a predetermined ratio to the revolution speed of the crankshaft, a first tilt balancing member having a first dynamic unbalance, and driving in rotation with respect to an engine block about a second axis of tilt balancing not parallel to the reference axis, at a revolution speed of equal amplitude and direction opposite to the revolution speed of the first tilt balancing member, a second tilt balancing member having a second dynamic unbalance, synchronizing the rotation of the first tilt balancing member and the second tilt balancing member such that the first tilt balancing member and the second tilt balancing member together generate on the block motor at least one tilt compensation torque around the reference geometric axis, at least partially compensating the tilting body, the first tilt balancing
  • the invention relates to a balancing system capable of implementing the previously described method.
  • the invention relates to a balancing system for balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block of the internal combustion engine about an axis.
  • the balancing system comprising: a first rotary tilt balancing member adapted to be guided in rotation relative to the engine block around a first tilt balancing axis not parallel to the reference axis, and having a first dynamic unbalance relative to the first tilt balancing axis,
  • a second rotational balancing device adapted to be guided in rotation relative to an engine block around a second tilt balancing axis not parallel to the reference axis, and having a second dynamic unbalance relative to the second tilt balancing axis
  • a synchronized drive mechanism for driving the first rotational tilt balancing member about the first tilt balancing axis at a revolution speed having a predetermined predetermined ratio to the revolution speed of the crankshaft, and for driving the second balancing member rotatably rotating about the second tilt balancing axis at a revolution speed of equal amplitude and opposite direction to the revolution speed of the first tilt balancing member, so that the first Tilt balancing member and the second tilt balancing member together generate on the engine block a tilt compensation torque about the reference geometric axis.
  • N being an integer greater than or equal to 1
  • Crankshaft revolution is preferably equal to N / 2.
  • the balancing system comprises one or more first bearings for guiding the first rotational balancing device rotational tilt about the first tilt balancing axis relative to the engine block, and one or more second bearings for guiding the second rotational balancing member rotating in rotation about the second tilt balancing axis with respect to the engine block. If necessary, the bearings can be secured directly to the engine block. Alternatively, the balancing system can be provided with a frame to be fixed to the engine block, and which the bearings are integrated.
  • the synchronized drive mechanism comprises a transmission mechanism adapted to establish a kinematic connection between the crankshaft and the first tilt balancing member and a kinematic connection between the crankshaft and the second gear member. tilt balancing or between the first tilt balancing member and the second tilt balancing member.
  • the transmission mechanism may be of any suitable type, including, for example, belts, chains, toothed wheels and / or countershafts. If a kinematic connection between the first balancing member and the second balancing member is provided, it must reverse the direction of rotation between the two balancing members.
  • the balancing system comprises modulation means adapted to modulate a phase shift between the rotation of the first tilt balancing member around the first tilt balancing axis and the rotation of the crankshaft around the reference geometrical axis, preferably as a function of one or more phasing parameters among the engine operating parameters, the phasing parameter or parameters preferably comprising at least one of the following parameters: the revolution speed the crankshaft, the engine torque, the power delivered by the engine, the angle of the crankshaft corresponding to a maximum pressure in a cylinder of the engine, the maximum value of the pressure reached in a cylinder of the engine.
  • modulation means make it possible to set the maximum of the compensation torque generated by the balancing system to the maximum of the tilt torque generated by the motor, the phase of which with respect to the rotation of the crankshaft varies with the engine speed, the torque engine, and other parameters, such as, for example, the outside temperature, the temperature of the coolant, etc.
  • the balancing system comprises control means for varying the first dynamic unbalance and the second dynamic unbalance.
  • the control means include at least one crankshaft revolution speed sensor for determining at least one of the driving parameters;
  • the driving means comprise one or more torque sensors or torque demand estimators for determining at least one of the driving parameters;
  • the control means comprise one or more engine cylinder pressure sensors or estimators for determining at least one of the driving parameters.
  • the first tilt balancing element comprises a first mobile tilting balancing mass at least in a direction parallel to the first tilting balancing axis
  • the second tilting balancing element comprises a second mobile tilting balancing mass at least in a direction parallel to the second tilt balancing axis
  • the driving means are adapted to vary the position of the first tilt balancing mass parallel to the first axis; tilt balancing and the position of the second tilt balancing mass parallel to the second tilt balancing axis as a function of the piloting parameter (s).
  • the first tilt balancing device has a center of gravity located on the first tilt balancing axis
  • the second tilt balancing device has a center of gravity located on the second tilt balancing axis.
  • the two tilt balancing members have no static unbalance with respect to their respective axes of rotation. This arrangement will be preferred for an engine that does not generate a pounding force, or whose pestle force has a fundamental frequency that is not equal to that of the tilting torque.
  • the first tilt balancing member has a center of gravity located at a distance from the first tilt balancing axis
  • the second tilt balancing member has a center of gravity located at distance from the second tilt balancing axis.
  • the two tilt balancing members have a static unbalance relative to their respective axis of rotation. This arrangement will be particularly advantageous for a motor generating a pestle force with a fundamental frequency which is equal to that of the tilting torque, and in particular for a four-stroke four-cylinder in-line engine.
  • an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block of the internal combustion engine around a reference geometrical axis of the engine block contained in a reference plane of the engine block, and a balancing system as described above.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are symmetrical to one another with respect to a tilting symmetry plane, preferably perpendicular to the geometric axis. reference.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are parallel, and preferably perpendicular to the reference plane. The stresses and parasitic moments generated by the rotation of the tilt balancing elements are thus minimized.
  • the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are located in a geometric tilt balancing plane, preferably parallel to the reference geometric axis.
  • the first tilt balancing member has a center of gravity located in the reference plane and the second tilt balancing member has a center of gravity located in the reference plane.
  • the invention is applicable to a four-stroke four-cylinder engine in line, the balancing system being such that the first tilt balancing member has a center of gravity located at a distance from the first axis. tilt equalizer, and the second tilt-balancing member has a center of gravity remote from the second tilt-balancing axis.
  • a thrust plane containing the axes of the engine cylinders, which is preferably parallel or coincident with the reference plane defined above.
  • the geometric tilt balancing plane is preferably perpendicular to the thrust plane.
  • the center of gravity of the first tilt balancing member and the center of gravity of the second tilt balancing member are preferably located in the thrust plane.
  • it relates to a tilt balancing device for integration with an internal combustion engine for implementing the previously described method.
  • the invention relates to a balancing member for balancing an internal combustion engine, the balancing member comprising: a body provided with one or more guide bearings in rotation of the body around 'a balancing axis of the balancing member, the body having a center of gravity located in a reference plane of the body perpendicular to the balance axis, and at least a first balancing mass having a value Mi and a center of gravity at a non-zero distance Ei of the balancing axis, fixed in rotation relative to the body about the balance axis and guided relative to the body so that the distance Di from the center of gravity of the first balancing mass to the reference plane of the body is variable.
  • the first balancing mass is guided relative to the body so that the non-zero distance Ei remains constant. It is then possible to move the first tilt balancing mass with a low control energy, since it is not necessary to oppose centrifugal forces induced by the rotation of the balancing member around the axis of rotation. 'balancing.
  • the balancing member further comprises a control device for varying the distance Di in a range of values between two end-of-travel positions.
  • This control device can be of any suitable type, for example mechanical, electromechanical or hydraulic.
  • the control device comprises a variable volume hydraulic chamber, a wall is constituted by the first balancing mass.
  • the control device preferably comprises a hydraulic supply circuit between at least one of the bearings and the variable volume hydraulic chamber.
  • This hydraulic circuit preferably comprises channels, bores and / or grooves made in the body of the balancing member, and possibly in the first balancing mass.
  • the control device comprises an actuator, the actuator having an output member movable relative to the body, preferably in translation parallel to the balancing axis, the control device comprising preferably a rotating stop connecting the output member and the first balancing mass.
  • the rotary stop allows a decoupling in rotation around the balance axis between the body of the balancing member and the actuator.
  • the actuator can thus be mounted fixed in rotation on the support structure on which are also mounted the bearing or bearings in rotation of the body. This simplifies the transmission of power to the actuator, whether hydraulic, pneumatic, electrical or mechanical.
  • the actuator may be a one-way actuator and the control device further comprise a system for returning the first balancing mass to one of the two end-of-travel positions. It is then the one-way actuator that brings the energy to charge the return system by moving the first balancing mass in one direction, and the return system that restores the stored energy to bring back the first balancing mass. in the opposite way.
  • the return system may comprise in particular one or more return springs, in particular traction or compression springs, or pneumatic springs. Other booster systems may also be considered.
  • the actuator may be a bidirectional actuator, which performs the mechanical work necessary to move the balancing mass alternately in the two opposite directions.
  • the body is equipped with a rotational drive member about the balancing axis, preferably an annular toothing, for meshing with a similar toothing of a second component member.
  • a rotational drive member about the balancing axis, preferably an annular toothing, for meshing with a similar toothing of a second component member.
  • balancing or with a transmission member such as a toothed wheel, a belt or a transmission chain.
  • the center of gravity of the body is located on the balancing axis. In other words, the body does not generate any unbalance around the balancing axis.
  • the center of gravity of the body is located at a distance from the balance axis, the center of gravity of the body being preferably located in a plane containing the balancing axis making a angle ⁇ with respect to a plane containing the balancing axis and the center of gravity of the first balancing mass, the angle ⁇ being preferably between 50 ° and 130 °. This unbalance allows a balancing of a pestle effort of the internal combustion engine.
  • the first balancing mass may comprise one or more parts.
  • the first balancing mass comprises one or more rolling bodies, the body of the balancing member being provided with one or more raceways oriented and turned towards the balancing axis. , the one or more rolling bodies being able to roll over the race or tracks parallel to the balancing axis when the distance Di from the center of gravity of the first balancing mass to the reference plane varies.
  • the rolling bodies which may be balls or rollers having a rolling surface consisting of a straight generatrix (cylindrical or conical rollers), convex (roll barrel) or concave, are preferably made of a high density material. , in particular metal, especially steel, to constitute a predominant proportion of the balancing mass.
  • the rolling body (s) are rollers, preferably rollers with an arcuate generatrix.
  • the raceway or tracks have a profile adapted to the rolling bodies, which can be plane, concave or convex.
  • the raceway (s) are cylindrical and concave, and preferably with a center of curvature positioned on the balancing axis.
  • the balancing member comprises a guide cage of the rolling body or bodies, movable in translation parallel to the balance axis when the rolling body or bodies roll on the raceway or tracks.
  • the guide cage may comprise, for each rolling body, a housing cavity, closed or open.
  • the cage may also comprise guide surfaces cooperating with complementary guide surfaces formed on the body of the balancing member, to ensure the translational guidance of the cage in the body of the balancing member.
  • the guide cage is driven in translation by the actuator, and is a connection between the actuator and the or the rolling bodies.
  • a rotary stop for connecting the actuator to the cage.
  • the number of rolling bodies is even, and the rolling bodies are arranged in equal numbers on either side of a plane containing the balancing axis.
  • the guide cage has a center of gravity located on the balancing axis, so that the guiding friction between the guide cage and the rolling body or bodies are independent of the speed of rotation. rotation of the balancing member.
  • the balancing member further comprises at least one additional balancing mass having a value 3 and a center of gravity located at a non-zero distance "3 of the first balancing axis, fixed in rotation relative to the body about the balance axis and guided relative to the body so that the distance D3 of the center of gravity of the balancing mass additional to the reference plane of the body is variable.
  • the first balancing mass and the additional balancing mass may advantageously be provided with the same value, and one or more of the following provisions may also be provided: the additional balancing mass is guided relative to the body so that the non-zero distance "3 remains constant, the balancing member further comprises a control device for varying the distance Di in a range of values between two end positions and varying the distance D3 in a range of values between two additional end positions, the first additional balancing mass comprises one or more rolling bodies, the body body of the balancing being provided with one or more additional races oriented and turned towards the balance axis, the rolling body (s) of the additional balancing mass being able to roll over the additional race (s) parallel to the balancing axis when the distance Dl of the center of gravity of the balancing mass additional to the reference plane C varies .
  • the balancing member comprises a guide cage additional ge of the one or more rolling bodies, the additional balancing mass, the additional guide cage being movable in translation parallel to the balance axis
  • the additional guide cage has a center of gravity located on the balance axis.
  • the additional guide cage is symmetrical with respect to a plane of symmetry passing through the balancing axis.
  • the additional race or tracks are cylindrical and concave, and preferably with a center of curvature positioned on the balance axis.
  • the rolling body or bodies of the additional balancing mass are rollers, preferably rollers with an arcuate generatrix.
  • the balancing member further comprises a return spring of the additional balancing mass to one of its two additional end positions;
  • the control device comprises a variable volume hydraulic chamber whose wall is constituted by the additional balancing mass and, preferably, a hydraulic supply circuit between one of the bearings and the variable volume hydraulic chamber; coordination means, for example mechanical, electromechanical or hydraulic, are provided to coordinate the movements of the first balancing mass and the additional balancing mass, for example to ensure equality between Di and D 3 .
  • control device is such that, for at least some values of Di and 3 ⁇ 4 the center of gravity of the additional balancing mass is on the reference plane side of the opposite body in the center of gravity of the first balancing mass.
  • the center of gravity of the additional balancing mass and the center of gravity of the first balancing mass are in a balancing plane containing the balancing axis, and on both sides. other than a plane perpendicular to the plane of equilibrium and containing the axis of equilibrium.
  • a tilt balancing system comprising a first tilt balancing member consisting of a balancing member as described above, guided in rotation around a first tilt balancing axis and a second tilt balancing member constituted by a balancing member as described above, guided in rotation about a second coplanar and preferably parallel tilting balancing axis; at the first balancing axis of failover.
  • the tilt balancing system comprises a frame in which are housed the bearings, at least one balancing member the chambers and ducts necessary for the action of the control device, see, if necessary, the control device itself, which makes it possible to consider the balancing system as a structural and functional unit, which can be reported on an engine block.
  • the tilt balancing system further comprises a kinematic connection between the body of the first tilt balancing member and the body of the second tilt balancing member, such as a rotation of the first member.
  • tilt-balancing arrangement about the first tilt-balancing axis in a given direction at a given speed causes rotation of the second tilt-balancing member about the second tilt-balancing axis in the opposite direction and at the same speed .
  • FIG. 1 a block diagram of a balancing system of the torque of tilting and an associated internal combustion engine, according to a first embodiment of the invention
  • FIG. 2 a block diagram of a tilt torque balancing system and an associated internal combustion engine, according to a second embodiment of the invention
  • FIG. 3A a diagram illustrating the variations of the tilting torque as a function of the speed of revolution of the empty crankshaft, at half load and at full load, an internal combustion engine with regular ignition
  • FIG. 1 a block diagram of a balancing system of the torque of tilting and an associated internal combustion engine, according to a first embodiment of the invention
  • FIG. 2 a block diagram of a tilt torque balancing system and an associated internal combustion engine, according to a second embodiment of the invention
  • FIG. 3A a diagram illustrating the variations of the tilting torque as a function of the speed of revolution of the empty crankshaft, at half load and at full load, an internal combustion engine with regular ignition
  • FIG. 1 a block diagram of balancing system
  • FIG. 3B a diagram illustrating the variations of the tilt torque as a function of the engine load, that is to say of the engine torque reduced to the maximum torque, for different speeds of revolution of the crankshaft for the same internal combustion engine with regular ignition
  • FIG. 3C a diagram illustrating the variation of the tilt torque as a function of the crankshaft angle, at no load and at half load, for a speed of revolution of the crankshaft in the middle of the engine speed range
  • FIG. 4 is a block diagram of the balancing system of FIG.
  • FIG. 2 provided with a control device according to a first embodiment, executing a first strategy of compensation of the tilting torque, in a position of compensation of torque of maximum engine tilt;
  • Figure 5 a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 4, in an intermediate tilt torque compensation position;
  • Figure 6 a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 4, in a neutral position;
  • Figure 7 a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 4, in a tilt torque compensation position generated mainly by the inertia forces;
  • FIG. 8, a block diagram of the balancing system of FIG.
  • FIG. 2 provided with a control device according to a second embodiment, executing a second compensation strategy of the tilt torque in a motor tilt torque compensation position
  • Figure 9 a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 8, in a neutral position
  • FIG. 10 a block diagram of the balancing system provided with the control device according to FIG. 8, in a tilt torque compensation position generated mainly by the inertia forces
  • FIG. 11, a block diagram of the balancing system of FIG. 2 provided with a control device according to a third embodiment, executing a third strategy of compensation of the tilting torque, in a position of compensation of torque of maximum engine tilt
  • FIG. 12 a block diagram of the balancing system provided with the control device according to FIG.
  • FIG. 14 is a schematic diagram illustrating a position of the crankshaft of the internal combustion engine associated with a tilt torque compensation system according to FIG. 2, corresponding to a maximum of one revolution of the tilt torque, and the corresponding position of the compensation system;
  • FIG. 15 a device for modulating the phase shift between the rotation of the crankshaft of the internal combustion engine and the rotation of the system for compensating the tilt torque;
  • Figures 23 to 27 various engine configurations incorporating a tilt torque compensation system according to the invention;
  • FIG. 28 a block diagram of a system for balancing the tilt torque and ram force and a four-stroke in-line four-cylinder engine associated with one embodiment of the invention
  • FIG. 29 is a block diagram of a system for balancing the tilt torque and the ram force and an associated inline four-stroke four-cylinder engine according to another embodiment of the invention.
  • Figure 30 a schematic diagram of an angular offset between a balancing mass of the pestle force and balancing masses of the tilting torque
  • Figure 31 is an isometric view of a balancing member of the tilting torque and the pestle force according to one embodiment of the invention, in a neutral position
  • Figure 32 is a side view of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of Figure 31
  • Figure 33 a front view of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of Figure 31
  • Figure 34 a view of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of Figure 31 in section along the sectional plane BB illustrated in Figure 33
  • Figure 35 is a view of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of Figure 31 in section along the sectional plane AA of Figure 32
  • FIG. 36 a view of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of FIG. 31 in section along the sectional plane JJ illustrated in FIG. 32;
  • Figure 37 is a detail view of a part of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of Figure 31;
  • FIG. 38 a view of the balancing member of the tilting torque and the pestle force of FIG. 31 in section along the plane BB illustrated in FIG.
  • Figure 39 an isometric view of a balancing system according to another embodiment of the invention
  • Figure 40 is a top view of a portion of the balancing system of Figure 39
  • Figure 41 a sectional view of the balancing system of Figure 39, according to a sectional plane XLI-XLI defined in Figure 40
  • Figure 42 is a sectional and partial view of the balancing system of Figure 39, along a sectional plane II defined in Figure 41
  • Figure 43 a sectional and partial view of the balancing system of Figure 39, according to a sectional plane GG defined in Figure 41
  • Figure 44 a sectional and partial view of the balancing system of Figure 39, along a sectional plane JJ defined in Figure 41
  • Figure 45 is an isometric view of a guide cage of the balancing system of Figure 39
  • Figure 46 is an isometric view of a portion of a balancing system according to another embodiment of the invention
  • Figure 47 is an isometric view of
  • FIG. 1 schematically illustrates a four-cylinder in-line internal combustion engine 10 comprising a motor unit 12, a crankshaft 14 guided in rotation about a reference geometric axis 100 of the engine block 10, one or more pistons 16 guided in translation in cylinders 18 of the engine block 12, and connecting rods 20 connecting the pistons and the crankshaft 14.
  • the internal combustion engine 10 is equipped with a balancing system 22 comprising a first tilt balancing member 24A and a second tilt balancing member 24B.
  • the first tilt balancing element 24A is constituted by a body 25A guided in rotation by relative to the engine block 12 around a first tilt balancing axis 102A via one or more bearings 62A, and a first tilt balancing mass 26A of value Mi fixed in rotation relative to the body 25A .
  • the second tilt balancing member 24B is constituted by a body 25B guided in rotation relative to the engine block 12 about a second tilt balancing axis 102B parallel to the first tilt balancing axis 102A and remote from the first tilt balancing axis 102A through one or more bearings 62B, a second tilt balancing mass 26B of value 2 rotatably fixed relative to the body 25B.
  • the body 25A is balanced with respect to the first tilt balance axis 102A and the body 25B is balanced with respect to the second tilt balance axis 102B.
  • the first tilt balancing axis 102A and the second tilt balancing axis 102B are located in a geometric plane of tilting balance Q parallel to the reference axis 100 and perpendicular to a reference plane P of the internal combustion engine 10 containing the reference geometrical axis 100.
  • the internal combustion engine 10 represented is an in-line engine, in this case a four-cylinder engine 18 in-line
  • the axes 104 of the cylinders 18 of the engine block 12 are located in a thrust plane PP, which may be parallel to the reference plane P, or, in the illustration of Figure 1, coincides with the reference plane P.
  • the first tilt balancing mass 26A has its center of gravity located on a first side of the reference plane P at a distance Di from the reference plane and at a distance E 1 from the first tilt balancing axis 102A.
  • the second tilt balancing mass 26B has its center of gravity located on the same first side of the reference plane P, at a distance Dz from the reference plane P and at a distance Ez from the second tilt balancing axis 102B.
  • Each tilt balancing member 24A, 24B thus has a dynamic unbalance, in the sense that its main axis of inertia is neither confused with the corresponding tilt balancing axis 102A, 102B, nor parallel to this axis.
  • FIG. 1 illustrates drive means 28 which make it possible to drive the first tilt balancing member 24A in rotation about the first tilt balancing axis 102A at a revolution speed having a ratio constant with the revolution speed of the crankshaft 14, and drive the second tilt balancing member 24B in rotation about the second tilt balancing axis 102B at a revolution speed of equal amplitude and direction opposite to the revolution speed of the first tilt balancing member 24A.
  • these drive means 28 are constituted by an angular gearing gear 30 between the crankshaft 14 and a deflection shaft 32, which drives a first chain 34 for driving the first balancing member. tilting 24A, and by a second drive chain 36 with reversing function between the first tilt balancing member 24A and the second tilt balancing member 24B.
  • the transmission ratio between the crankshaft 14 and the first tilt balancing member 24A is chosen so that the revolution period thereof corresponds to the period of the tilting torque.
  • the constant ratio between the revolution speed of the first tilt-balancing device 24 A and the revolution speed of the crankshaft 14 is equal to 2. More generally, for an internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the constant ratio between the revolution speed of the first tilt balancing device 24A and the revolution speed of the crankshaft 14 is chosen equal to N / 2.
  • N being an integer greater than or equal to 1
  • the constant ratio between the revolution speed of the first tilt balancing device 24A and the revolution speed of the crankshaft 14 is chosen equal to N.
  • the second tilt balancing member 24B rotates meanwhile in all cases at the same speed as the first tilt balancing member 24A and in the opposite direction.
  • the embodiment of FIG. 2 differs from that of FIG. 1 in that the first tilt balancing device 24A has a third tilt balancing mass 38A of value 3 located with respect to the first tilt balancing mass 26A, on the other side of the plane P and on the other side of the plane Q.
  • the second tilt balancing member 24B includes a fourth tilt balancing mass 38B of value 3 located, relative to the second tilt balancing mass 26B, on the other side of the plane P and on the other side of the plane Q.
  • the third tilting balancing mass 38A has its center of gravity located on a second side of the reference plane P at a distance D3 from the reference plane P and at a distance ⁇ from the first tilt balancing axis 102A.
  • the fourth tilt balancing mass 38B has its center of gravity located on the same second side of the reference plane P at a distance from reference plane P and at a distance the second tilt balancing axis 102B.
  • the first tilt balancing axis 102A and the second tilt balancing axis 102B are symmetrical to each other with respect to a tilt symmetry plane S which is perpendicular to the axis of revolution 100 of the crankshaft 14, to the reference plane P and the tilt balancing plane Q.
  • the joint rotation of the first tilt balancing mass 24A and the second tilt balancing mass 24B around their respective balancing axis102A, 102B, in the opposite direction, generates a force having a resultant always located in the plane S, perpendicular to the geometric plane of tilting equilibrium (Q) at the distance Di of the reference axis 100, which results in a non-zero moment relative to the reference axis 100.
  • This moment has an amplitude that varies periodically to the rotation period of the balancing members 24A, 24B which is also that of the tilting torque.
  • the joint rotation of the third and fourth tilt balancing masses 38A, 38B around their respective balancing axis, in opposite directions, generates a force having a resultant always located in the plane S, perpendicular to the plane tilt balancing geometry Q at the distance D3 of the reference axis 100, which results in a non-zero moment relative to the reference axis 100.
  • This moment has an amplitude which varies periodically, at the period rotation of the balancing members 24A, 24B which is also that of the tilting torque.
  • the torque generated by the third and fourth tilt balancing masses 38A and 38B is perfectly combined with the torque generated by the first and second tilt balancing masses 26A, 26B if the third and fourth balancing masses 38A, 38B turn in phase opposition with respect to the first and second tilt balancing masses 26A, 26B, in other words if the centers of gravity of the four rotating masses simultaneously traverse the geometric plane of equilibrium of tilting Q, the third mass being otherwise always on one side of the geometric plane of tilting balance Q opposite to the first mass.
  • the tilting torque varies in intensity and direction with the speed of revolution of the crankshaft and with the engine torque.
  • FIG. 3A are represented: on the abscissa axis the speed of revolution of the crankshaft and on the ordinate axis the tilting torque exerted on the engine block, for three torque regimes, namely empty, at half load and full load.
  • the tilting torque is a monotonic function, in this case decreasing, of the speed of revolution of the crankshaft.
  • the motor load that is to say the engine torque relative to the maximum torque
  • the torque tilting exerted on the engine block for different speeds of revolution of the crankshaft.
  • the tilting torque has been given negative values when it is due mainly to the inertia of the rotating parts, ie beyond a speed threshold for a given torque, or below a torque threshold.
  • FIG. 3C illustrates the variations of the amplitude and phase swinging torque, for the same speed of revolution of the crankshaft, at no load and at 50% of the maximum torque, for a combustion which is triggered at approximately 45.degree. relative to the chosen repository.
  • the balancing systems 22 of the embodiments of FIGS. 1 and 2 can therefore be optimized for a given speed and engine torque by conveniently fixing the value and the location of the tilting balancing masses. 26A, 26B, and if applicable 38A, 38B. But such a system will have a limited benefit, or even will be counterproductive, for different schemes and engine couples.
  • FIGS. 4 to 13 Different devices for modifying the balancing torque generated by the balancing system 22 are illustrated in FIGS. 4 to 13.
  • FIGS. 4 to 7 there is illustrated the first balancing device 24A of the balancing system of FIG. 2, comprising a body 25A guided in rotation with respect to the first tilting balancing axis 102A, and which here will be assumed to be dynamically balanced, and two balancing masses 26A, 38A rotationally integral with the body 25A about the first tilt balancing axis 102A and equipped with a control device 40 having a control mechanism 42 for moving the balancing masses 26A, 38A relative to the body 25A parallel to the first tilt balancing axis 102A so as to vary the distances Di and D3 without varying the distances and 3.
  • the control mechanism 42 is driven here by motor means 44 driven by a control unit 46 as a function of input signals from a crankshaft speed determination unit 48 and a control unit 46. unit for determining the engine torque 50.
  • the distances and D3 are equal and the masses 26A, 38A move together.
  • the second balancing member 24B is also equipped with a similar control mechanism controlled by the control unit 46 to move the two masses 26B, 38B so that they are always in a symmetrical position with respect to masses 26A, 38A. In the position of Figure 4, the compensation of the tilting torque related to the combustion pressures is maximum.
  • FIGS. 8 to 10 illustrate the first balancing device 24A of the balancing system of FIG.
  • the second balancing member 24B is also equipped with a control mechanism controlled by the control unit 46 to move the two masses 26B, 38B so that they are always in a symmetrical position with respect to the masses 26A, 38A.
  • the compensation of the tilting torque related to the combustion pressures is maximum.
  • the tilt balancing masses 26A, 38A, 26B, 38B are aligned with the first tilt balancing axis 102, and no longer generate any compensating torque around the axis of rotation. revolution 100.
  • the masses 26A, 38A are in the mirror position relative to the position of Figure 8 thus allowing a compensation of the tilting torque related to the inertia.
  • FIGs 11 to 13 there is illustrated the first balancing device 24A of the balancing system of Figure 2, equipped with a control device 40 comprising a control mechanism 42 for moving the balancing mass 26A parallel to the first swing balancing axis so as to vary the distance Di, the mass 38A remaining fixed relative to the body 25A and D-1 being constant.
  • the second balancing member 24B is also equipped with means making it possible to move the mass 26B, so that it is always in a position symmetrical with respect to the mass 26A.
  • IA IA
  • XZ ⁇ , ⁇
  • the inertia products I A , YZ and zy vary as a function of the displacements of the moving masses Mi and M3, the other components being unaffected by the displacements of the moving masses Mi and M3.
  • another rotational orthonormal referential (0, x, y, z) linked to the tilting balancing element 24B originating from 0 the center of gravity of the body of tilt balancing 24B, its axis y coincides with the axis of rotation of the tilt balancing member 24B, and its axis z positioned so that the plane (0, y, z) contains the centers of gravity of the masses mobiles M 2 and M 4 .
  • the inertia matrix M B of the tilt balancing device 24B as follows:
  • this matrix is symmetrical.
  • the inertia products h, y z and hzy vary as a function of the displacements of the moving masses M 2 and M 4 , the other components being unaffected by the displacements of the moving masses M 2 and M 4 .
  • I B yz I A yz .
  • FIG 14 there is illustrated a cylinder 18 of the engine 10 after passing through the top dead center and ignition of the gas.
  • the piston 16 then exerts on the liner of the cylinder 18 a force whose radial component with respect to the axis 104 of the cylinder 18 varies among others as a function of the gas pressure, the crankshaft's resistance torque and the angle of the It is this effort that is at the origin of the tilting torque, and it is understood that its maximum will be reached at a position of the rod 20 which can vary depending on the operating conditions.
  • crankshaft rotation reference the position of the crankshaft 14 corresponding to the top dead center of a reference piston at the beginning of the engine time, it is observed that the radial force on the liner of the cylinder 18 reaches its maximum after a rotation of the crankshaft 14 which can vary between 0 ° and 60 °, preferably between 10 ° and 50 ° depending on the operating conditions.
  • tilt balancing masses 26A, 26B, and if appropriate 38A, 38B must be at their peak (in the furthest position of the tilting balancing plane Q) when the crankshaft is in position.
  • the angular position has predicted relative to the top dead center of the cylinder.
  • phase shift modulation device 52 for varying the phase shift between the balancing bodies 24A, 24B on the one hand, and the crankshaft 14 of other go.
  • the drive means 28 comprise, as previously described, a first chain 34 for driving the first tilt-balancing device 24A
  • a tensioner 54 controlled for example by the control unit 46, so as to vary the trajectory of the first drive chain 34 and with it the phase shift between rotation of the crankshaft 14 and rotation of the two balancing members 24A, 24B.
  • the phase shift range should be at least 10 °, preferably at least 20 °.
  • the tilt balancing plane Q which by definition is the plane that contains the tilt balancing axes 102A, 102B, is perpendicular to the thrust plane PP containing the axes 104 of the in-line cylinders 18 of the engine.
  • FIGS. 16 to 21 illustrate different possible variants of the positioning of the plane Q.
  • FIG. 16 shows the positioning of FIGS. 1 and 2, namely perpendicular to the thrust plane PP, at a distance from the axis of revolution of the crankshaft 100.
  • FIG. 17 illustrates a positioning of the plane Q perpendicular to the thrust plane PP, and containing the axis of revolution.
  • FIG. 18 illustrates a variant in which the plane Q contains the axis of revolution 100, but is oblique with respect to the thrust plane PP.
  • FIG. 19 illustrates a particular variant in which the tilting balancing plane Q and the thrust plane PP are merged.
  • FIG. 20 illustrates a tilting balancing plane Q parallel to the axis of revolution 100 but at a distance from it and oblique with respect to the thrust plane PP.
  • FIG. 21 illustrates a tilting balancing plane Q parallel to the thrust plane PP, and remote from it.
  • the two tilt balancing axes 102A, 102B are not necessarily parallel to each other in the tilt balancing plane Q which contains them .
  • FIG. 22 is illustrated an embodiment with an orientation of the tilt balancing members along two coplanar but intersecting tilt balancing axes 102A, 102B.
  • the first tilt balancing device 24A has a first main axis of inertia which is not parallel to the first tilt balancing axis 102A and which rotates about the first tilt balancing axis 102A
  • the second tilt balancing member 24B has a second major axis of inertia that is not parallel to the second tilt balancing axis 102B and which rotates around of the second tilting balancing axis 102B
  • a compensation of the tilting torque can be obtained in particular if the first main axis of inertia and the second main axis of inertia are at all times symmetrical to one another relative to to a plane of tilt symmetry S perpendicular to the reference geometric axis.
  • the engine 10 illustrated is an internal four-cylinder combustion engine in line.
  • it is advantageous to implement the invention for other types of engines generating a tilting torque and in particular for a single-cylinder engine as shown in FIG. 23, a twin-cylinder engine as illustrated in FIG. 24 or a three-speed engine. cylinders as shown in Figure 25.
  • N being any integer greater than or equal to 1.
  • the tilting torque is not the only source of parasitic forces transmitted by the engine block 12 at its attachment points.
  • An important component on some in-line engines is the so-called ram force, which is the component parallel to the axis 104 of the cylinders 18 of the resultant of the forces exerted by the engine block 12 on its supports.
  • the pounding force has a fundamental frequency which depends on the number of cylinders 18, the sequence of ignitions and the speed of the crankshaft 14. In the particular case of the four-stroke four-cylinder in-line engine, the fundamental frequency of the pestle force and the tilting torque coincide. It is in this context that will now be described various embodiments of the invention ensuring both the compensation of the tilting torque and the compensation of the pestle force.
  • FIG. 28 differs from that of FIG. 1 in that the first tilt balancing device 24A additionally comprises elements of FIG. 1, a first pylon balancing mass 56A. Pi value, having a center of gravity located in the thrust plane PP of the internal combustion engine, at a distance i of the first tilt balancing axis 102A.
  • the second tilt balancing device 24B has a second pylon balance mass 56B of value Pi, having a center of gravity located in the reference plane P of the internal combustion engine, at a distance Fz from second tilt balancing axis 102B.
  • the embodiment of FIG. 29 combines the embodiments of FIGS. 2 and 28.
  • the first tilt balancing device 24A comprises a first tilting balancing mass 26A, a third balancing mass. tilting 38A and a first pest balancing mass 56A
  • the second tilt balancer 24B includes a second tilt balancing mass 26B, a fourth tilt balancing mass 38B and a second tiller balancing mass 56B.
  • FIGS. 28 and 29, which are specific to a four-stroke four-cylinder in-line engine, it will further be assumed that the values Pi and Pi of the first and second balancing masses of the drumsticks 56A and 56B are equal and the centers of gravity of the first and second balancing masses of the drumsticks 56A and 56B are in positions symmetrical to each other with respect to the plane of symmetry S. Thus, the distances Fi and Fz are equal.
  • the thrust plane PP containing the axes 104 of the cylinders 18 is imperatively parallel to the reference plane P. In practice, the thrust plane PP may be coincident with the reference plane P, or offset from a few centimeters from the reference plane P.
  • the joint rotation of the first and second ramming masses 56A, 56B around their respective balancing axis, in opposite directions, generates a force having a resultant always located on the axis of intersection between the plane of symmetry S and the thrust plane PP, and therefore parallel to the axes 104 of the cylinders 18. It is therefore possible to generate a force which, for a four-stroke engine with four cylinders, will have a periodic resultant, at the period pestle generated by the combustion cycles, and that we can stall to compensate at least partially the pestle force.
  • tilt balancing 26A, 38A, 26B, 38B which in a range of 65 ° to 115 ° will correspond to the characteristic of the engine, as shown in FIG.
  • the tilting balancing member 24A comprises a body 25A having a curved outer envelope 56A and a central plate 66, and equipped with a drive wheel 60 for meshing with the belt 34, and two end guide bearings 62, 64.
  • the body 25A makes it possible to house two sliding balancing sliding masses 26A, 38A and two return springs 68, 70.
  • a chamber of variable volume 72 Between the tilt balancing mass 26A and the domed shell 56A is formed a chamber of variable volume 72. a variable volume chamber 74 is formed between the tilt balancing mass 38A and the domed shell 56A.
  • the two chambers 72, 74 are in hydraulic connection with each other and with an external pressure source, via feed channels opening at the bearings 62, 64.
  • the hydraulic circuit and the chambers 74 , 72 thus constitute a control device 40 of the position of the tilt balancing masses 26A, 38A, allowing the tilt balancing masses 26A, 38A to move from the neutral position shown in Fig. 34 to an extreme position illustrated on FIG. 38 against the biasing force of the springs 70, 68.
  • the tilt balancing masses 26A, 38A are in the position shown diagrammatically in FIG. 6.
  • the position of FIG. 38 corresponds to the position shown in FIG. 4.
  • the center of gravity of the balancing mass 26A and the center of gravity of the balancing mass 38A are preferably in the sectional plane BB located in FIG. 33, at a distance and from both sides. Another of the cutting plane JJ located in Figure 32.
  • the center of gravity of the body 25A is in the cutting plane AA located in Figure 32, or in a reference plane C of the body 25A in the immediate vicinity of the AA cut plane.
  • the center of gravity of the balancing mass 26A and the center of gravity of the balancing mass 38A lie on either side of the section plane AA, and on the other hand, another of a plane containing the center of gravity of the body and perpendicular to the tilt balancing axis 102A.
  • the body 25A is constituted so as to be dynamically balanced in its rotation about the tilting balancing axis 102A defined by the bearings 62, 64.
  • the body 25 will be shaped so as to have an unbalance.
  • the curved casing of the body 25A has a bulged side which creates an unbalance constituting the pile balancing mass 56A, as illustrated more particularly in FIG. 37.
  • FIG. 37 illustrates an angle ⁇ of 90 ° approximately, but the angle can naturally vary according to the distribution of the masses at the level of the bulge.
  • a control other than hydraulic for example by worm or cable.
  • a mechanical connection can be provided between the two, for example a rack and pinion or cable connection.
  • a mechanical connection can be provided between the two, for example a rack and pinion or cable connection.
  • the return springs 68, 70 may be indifferently compression springs or tension springs. More generally, it is possible to provide a pneumatic or cam return system.
  • FIGS. 39 to 45 show an embodiment of a balancing system 22 comprising a first tilt balancing element 24A and a second tilt balancing device 24B supported by a common frame 23. , intended to be secured to the engine block 12.
  • the two balancing members of Failover 24A, 24B are essentially identical, but have been illustrated in different states of stripping to make the internal components visible.
  • the first tilt balancing member 24A comprises a hollow cylindrical body 25A guided in rotation relative to the engine block 12 around a first tilt balancing axis 102A via two end bearings 62A. , 64A, and inside which are housed two tilt balancing masses 26A, 38A.
  • the body 25A is equipped with a drive gear 60A having a frustoconical portion 60.1A intended to mesh with a drive gear (not shown), itself driven by the crankshaft of the engine, and a cylindrical portion 60.2 A intended to mesh with a drive wheel 60B equipping the body 25B of the second tilt balancing member 24B.
  • the body 25A internally forms two concave hemicylindrical walls 125.1A, 125.2A, and two lateral guides 25.3A extending axially and separating from one another the two hemicylindrical walls 125.1A, 125.2A.
  • Each tilt balancing mass 26A, 38A is associated with one of the hemicylindrical walls 125.1A, 125.2A and consists of a set of rollers 26.1A, 38.1A housed in cavities 26.21A, 38.21A a guide cage 26.2A, 38.2A, so as to roll on the associated semi-cylindrical wall 125.1A, 125.2A.
  • the cage 26.2A, 38.2A further comprises two pairs of guide faces 26.22A, 38.22A which bear on the two lateral guides 25.3A, so as to be able to move in translation parallel to the first tilt balancing axis 102A. relative to the body 25A, but to be secured to the body 25A in rotation about the first tilt balancing axis 102A.
  • Each tilt balancing mass 26A, 38A preferably has an even number of rollers 26.1A, 38.1A, preferably distributed halfway on either side of a plane II passing through the axis d tilt balancing 102A.
  • the plane II (illustrated in FIG. 41) is preferably a plane of symmetry for the guide cages 26.2A, 38.2A and more generally for the tilt balancing masses 26A, 38A.
  • the cages 26.2A, 38.2A are shaped so as to be able to move axially in overlapping without collision.
  • each cage 26.2A, 38.2A has a center of gravity that is centered on the tilt balance axis 102A.
  • the cage 26.2A, 38.2A which is made of plastic material is provided, in its portion opposite to the cells 26.21A, 38.21A, metal inserts 26.23A, 38.23A, which balance the excess plastic in the opposite part.
  • the cage 26.2A, 38.2A is balanced in its rotation about the tilt balancing axis 102A.
  • the tilt balancing mass 26A, 38A constituted by the rollers 26.1A, 38.1A and the cage 26.2A, 38.2A, has its center of gravity located at a non-zero constant distance from the tilting balancing axis 102A. but only because of the rollers 26.1A, 38.1A, made of steel.
  • the advantage of this arrangement is to reduce the centrifugal effects on the cage 26.2A, 38.2A, and in particular to prevent the cage 26.2A, 38.2A comes to apply on the rollers 26.1A, 38.1A an increasing load with the speed of revolution about the tilt balancing axis 102A. In this way, the energy required for the translation of the tilting balancing masses 26A, 38A, which is relatively independent of the speed of revolution, is generally controlled.
  • the cages 26.2A, 38.2A, tilt balancing masses 26A, 38A are positioned axially by a control mechanism 42 which comprises a screw 42.1A which extends parallel to the balance axis of FIG. 102A tilting and has two threads, namely: a first thread 42.21A for driving a first nut 42.31A connected by a first rotary stop 42.41A to the cage 26.2A of the tilt balancing member 26A, and a second thread 42.22A for driving a second nut 42.32A linked by a second rotary stop 42.42A to the second cage 38.2A.
  • a control mechanism 42 which comprises a screw 42.1A which extends parallel to the balance axis of FIG. 102A tilting and has two threads, namely: a first thread 42.21A for driving a first nut 42.31A connected by a first rotary stop 42.41A to the cage 26.2A of the tilt balancing member 26A, and a second thread 42.22
  • the rotary stops 42.41A, 42.42A enable a decoupling between the revolution movement of the tilt balancing member 24A about its tilt balancing axis 102 and the control mechanism 42.
  • One or more rods 42.51A, 42.52A integral with the frame 25 extend parallel to the screw 42.1A, but laterally remote from it, and pass through bores formed in the nuts 42.31A, 42.32A, to prevent the nuts 42.31A, 42.32A of rotate about the axis of rotation of the screw 42.1A, relative to the frame 25.
  • the two threads 42.21A, 42.22A are opposite directions and steps identical so that the rotation of the screw 42.1A simultaneously drives in translation, in opposite directions and with the same amplitude, the two stands 24.2A, 38.2A.
  • the tilt balancing member 24B is largely identical to the tilt balancing member 24A, with the exception of the gear 60B, which has no frustoconical portion.
  • the constituent elements of the tilt balancing device 24B have therefore been identified in the figures by taking up the reference numbers used for the tilt balancing device 24A and substituting the letter “B” for the letter “B”. ".
  • a motor 44 drives, through a shaft 44.1, the two screws 42.1A and 42.1B in the same direction and at the same speed.
  • the body 25A is constituted so as to be dynamically balanced in its rotation about the tilting balancing axis 102A defined by the bearings 62, 64.
  • the same is true of the balancing balancer 24B.
  • the operation of the balancing system according to this embodiment is essentially in accordance with the embodiment described in FIGS. 4 to 7.
  • each of the balancing members 25A, 25B will be shaped so as to have an unbalance, similar to the unbalance provided in Figure 37.
  • the operation the balancing system according to this embodiment will then be substantially in accordance with the embodiment described in Figures 29 and 30.
  • the two screws 42.1A and 42.1B have screw threads oriented in opposite directions and the motor 44 drives the two screws 42.1A and 42.1B in opposite directions and at the same speed.
  • Figures 46 to 49 is illustrated an embodiment which differs from the previous by the control mechanism 42 and the shape of the guide cages 26.2A, 38.2A, 26.2B, 38.2B.
  • the control device 40 in fact comprises an electric motor 44 whose output shaft through 44.0, parallel to the tilting balancing axes 102A, 102B, drives via two bevel gears, two shafts of winding 44.1, 44.2.
  • Each winding shaft 44.1, 44.2 extends perpendicular to the tilt balancing axes 102A, 102B in the plane Q having the tilt balancing axes 102A, 102B.
  • Each winding shaft 44.1, 44.2 carries two winding drums 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B, each associated with one of the two tilt balancing members 24A, 24B and positioned in the axial extension of one of the ends of the tilt balancing member 24A, 24B associated therewith.
  • the control mechanism 42 comprises, for each tilt balancing element 24A, 24B, a control cable 42.6A, 42.6B, extending parallel to the tilting balancing axis 102A, 102B and whose the ends are attached to the associated winding drums 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B.
  • a control cable 42.6A, 42.6B In the middle of each control cable 42.6A, 42.6B is fixed the inner ring of a rotary stop 42.3A, 42.3B whose outer ring is fixed to the guide cage 26.2A, 26.2B.
  • This guide cage 26.2A, 26.2B is in kinematic connection with the other cage 38.2A, 38.2B of the associated tilt-balancing device 24A, 24B, via a transmission mechanism 42.7A, 42.7B with pinions and racks.
  • the racks are formed on the guide cages 26.2A, 26.2B, 38.2A, 38.2B, the gears being mounted on the body 25A, 25B and meshing with the racks of the two associated guide cages, so that a movement of translation of one of the guide cages 26.2A, 26.2B in a direction parallel to the tilt balancing axis 102A, 102B imposes on the other guide cage 38.2A, 38.2B a translation movement of the same amplitude in the opposite direction parallel to the tilt balancing axis 102A, 102B.
  • the output shaft of the motor drives the two winding shafts 44.1, 44.2 in the same direction and at the same speed, and the winding drums 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B are all identical, so that for each tilt balancing member 24A, 24B, the winding of one end of the cable 42.6A, 42.6B is accompanied by an unwinding of the same amplitude the opposite end, and a translational movement of the same amplitude of the rotary stop 42.3A, 42.3B and the guide cage 26.2A, 26.2B associated with the interior of the body 25A, 25B, parallel to the tilting balance axis 102A, 102B, which causes, through the transmission 42.7A, 42.7B by pinions and racks, a translation in the opposite direction of the other guide cage 38.2A, 38.2B.
  • Each of the guide cages 26.2A, 38.2A, 26.2B, 38.2B drives the rollers 26.1A, 38.1A, 26.1B, 38.1B associated therewith, which roll on the hemicylindrical wall 125.1A, 125.2A, 125.1B, 125.2B associated.
  • the rotating stops 42.3A, 42.3B allow decoupling between the revolution movement of the tilt balancing elements 24A, 24B around their respective tilt balancing axis 102A, 102B. and the balancing mechanism 22.
  • the body 25A is constituted so as to be dynamically balanced in its rotation about the tilting balancing axis 102A defined by the bearings 62, 64.
  • the same is true of the balancing balancer 24B.
  • the operation of the balancing system according to this embodiment is essentially in accordance with the embodiment described in FIGS. 4 to 7.
  • each of the balancing members 25A, 25B will be shaped so as to have an unbalance, similar to the unbalance provided in Figure 37.
  • the operation the balancing system according to this embodiment will then be substantially in accordance with the embodiment described in Figures 29 and 30.
  • the embodiment illustrated in Figures 50 to 52 differs from the previous essentially by the control mechanism 42, which is hydraulic here and comprises, besides a hydraulic supply circuit 142.1, a distribution valve 142.2 to which are connected two bidirectional cylinders 142.3A, 142.3B, each associated with one of the tilt balancing members 24A, 24B.
  • Each jack 142.3A, 142.3B can be positioned outside the body 25A, 25B of the tilt balancing member 24A, 24B associated, or preferably and as illustrated, inside, for greater compactness .
  • Each jack 142.3A, 142.3B comprises a cylinder 142.4A, 142.4B fixed to the frame, and a piston 142.5A, 142.5B whose rod is fixed, at its free end, to a rotary stop 42.31A, 42.31B, itself even fixed, as in the previous embodiment, to one of the cages 26.2A, 26.2B.
  • each cage 26.2A, 26.2B is kinematically connected to the other cage 38.2A, 38.2B of the associated balancing member 24A, 24B by a transmission with pinions and racks 42.7A, 42.7 B.
  • the cylinder 142.3A, 142.3B may be electromechanical.
  • the control mechanism 42 comprises, identically for each tilt balancing member 24A, 24B (only the balancing member 24A has been illustrated) , two reversible endless screws 242.11, 242.12, here constituted by hollow screws mounted free to rotate on a guide rod 242.2.
  • the threads of screws 242.11, 242.12 are in the same direction.
  • Each of the screws 242.11, 242.12 cooperates reversibly with a nut 242.31, 242.32 secured to one of the guide cages 26.2, 38.2 for the rolling bodies 26.1, 38.1, the two guide cages 26.2, 38.2 being connected to each other. the other by a rack and pinion connection 42.7.
  • the screws 242.11, 242.12 are each integral with a braking plate 242.41, 246.42.
  • the control mechanism further comprises, associated with each brake plate 242.41, 242.42 and each screw 242.11, 242.12, a braking member 242.51, 242.52, adapted to come to apply a braking torque on the brake plate 242.41, 242.42.
  • the transmission 42.7 between the guide cages 26.2 and 38.2 requires the cage 38.2 a translational movement in the opposite direction to the guiding cage 26.2, which is made possible by the reversibility of the connection between the nut 242.32 and the associated screw 242.12.
  • the behavior described in FIGS. 4 to 7 is therefore obtained.
  • This embodiment is particular in that the energy required to move the tilt balancing masses 26, 38 is taken directly from the drive of the balancing members. tilting 24A, 24B, without the need to provide specific drive members.
  • tilt balancing members are possible, in particular by combining the various embodiments illustrated. It is possible in particular to provide, as a variant of the embodiments of FIGS.
  • a unidirectional actuator ensuring the displacement of the tilting balancing masses in one direction, preferably towards the most distant position
  • elastic return means ensuring the displacement of the tilting balancing masses in the opposite direction, by analogy with the spring 68 of FIG. 34.
  • FIGS. 31 to 53 are particularly adapted to an operation in accordance with the operation described in FIGS. 4 to 7 in the absence of a pylon balancing mass, or to the operation described in FIGS. 29 and 30. in the presence of a pest balancing mass. However, they are easily transposable to devices whose third and fourth tilt balancing masses 38A, 38B are fixed (FIGS. 11 to 13) or absent (FIG.
  • the rolling bodies 26.1, 26.1A, 26.1B, 38.1, 38.1A, 38.1B are rollers with an arcuate generatrix, rolling on hemicylindrical walls. concave 125.1A, 125.2A.
  • a cylindrical body 25A, 25B with a polygonal base defining, for the rolling bodies, planar rolling paths, making it possible to use cylindrical rollers.
  • the body structure 25A, 25B and guide cages can be arbitrary, and if necessary limited to one for each tilt balancing mass 26A, 26B, 38A, 38B.

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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

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 quasi- nul 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 l'axe 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.
EXPOSÉ 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 2 et un deuxième centre de gravité situé du premier côté du plan de référence à une distance Dz du plan de référence et à une distance Ez 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 Dz, Ez, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. De préférence l'on fait varier Di, Ei, Dz, et/ou Ez, de telle sorte que :
M1. D1. E1 = 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 2 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 organe 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 organe 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 3 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 M ayant un centre de gravité situé du deuxième côté du plan de référence à une distance D du plan géométrique de référence et à une distance £4 du deuxième axe d'équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on fait varier au moins une des distances D3, £3, et au moins une des distances D4, £"4, 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. £4
[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 3 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 3 et les distances Di, Ei, et D3, £3, sont de préférence telles que l'ensemble des deux masses Mi et 3 a un axe principal d'inertie sécant avec le premier axe d'équilibrage de basculement. De même, les valeurs 2 et M et les distances £½, £2, et £>4, £4, sont de préférence telles que l'ensemble des deux masses 2 et 4 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 Pi et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon à une distance Fi du deuxième axe d'équilibrage de pilon, de manière que:
Figure imgf000014_0001
[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 Pi et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne à une distance Fi 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 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, le bloc moteur étant soumis à un couple de basculement autour de l'axe géométrique de référence, 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 l'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, compensant au moins partiellement le couple de basculement, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement étant situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement, le premier organe d'équilibrage de basculement comportant une première masse d'équilibrage de basculement ayant une première valeur Ml 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 Dl du plan de référence et à une distance El du premier axe d'équilibrage de basculement, le deuxième organe d'équilibrage de basculement comportant 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, caractérisé en ce que l'on fait varier au moins une des distances Dl, El, et au moins une des distances D2, E2, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur.
[0052] 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.
[0053] 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 organe d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N/2.
[0054] 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 organe d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N. [0055] 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.
[0056] 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.
[0057] 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..
[0058] 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.
[0059] 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.
[0060] 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.
[0061] 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. [0062] 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. [0063] 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. [0064] 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.
[0065] 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.
[0066] 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.
[0067] 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.
[0068] 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.
[0069] 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.
[0070] 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.
[0071] 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.
[0072] 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.
[0073] 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 de préférence 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. [0074] Suivant un mode de réalisation, le dispositif de commande comporte un actionneur, l'actionneur présentant un organe de sortie mobile par rapport au corps, de préférence en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage, le dispositif de commande comportant de préférence une butée tournante de liaison entre l'organe de sortie et la première masse d'équilibrage. La butée tournante permet un découplage en rotation autour de l'axe d'équilibrage entre le corps de l'organe d'équilibrage et l'actionneur. L'actionneur peut ainsi être monté fixe en rotation sur la structure de support sur laquelle sont également montés le ou les paliers de guidage en rotation du corps. Ceci simplifie la transmission de puissance à l'actionneur, qu'elle soit hydraulique, pneumatique, électrique ou mécanique.
[0075] L'actionneur peut être un actionneur monodirectionnel et le dispositif de commande comporter en outre un système de rappel de la première masse d'équilibrage vers l'une des deux positions de fin de course. C'est alors l'actionneur monodirectionnel qui apporte l'énergie pour charger le système de rappel en déplaçant la première masse d'équilibrage dans une direction, et le système de rappel qui restitue l'énergie emmagasinée pour ramener la première masse d'équilibrage en sens opposé. 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. [0076] Alternativement, l'actionneur peut être est un actionneur bidirectionnel, qui effectue le travail mécanique nécessaire pour déplacer la masse d'équilibrage alternativement dans les deux directions opposées.
[0077] 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.
[0078] 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. [0079] Suivant un mode de réalisation alternatif, le centre de gravité du corps est situé à distance de l'axe d'équilibrage, 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°. Ce balourd permet un équilibrage d'un effort de pilon du moteur à combustion interne.
[0080] La première masse d'équilibrage peut comporter une ou plusieurs pièces. Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la première masse d'équilibrage comporte un ou plusieurs corps roulants, le corps de l'organe d'équilibrage étant pourvu d'un ou plusieurs chemins de roulement orientés et tournés vers l'axe d'équilibrage, le ou les corps roulants étant aptes à rouler sur le ou les chemins de roulement parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque la distance Di du centre de gravité de la première masse d'équilibrage au plan de référence varie.
[0081] En faisant se déplacer la première masse d'équilibrage par roulement, on minimise l'énergie nécessaire à son positionnement dans le corps de l'organe d'équilibrage.
[0082] Les corps roulants, qui peuvent être des billes ou des rouleaux présentant une surface de roulement constituée par une génératrice droite (rouleaux cylindrique ou conique), convexe (rouleaux en tonneau) ou concave, sont de préférence en un matériau de densité élevée, notamment en métal, notamment en acier, pour constituer une proportion prépondérante de la masse d'équilibrage. Suivant un mode de réalisation particulièrement préféré, le ou les corps roulants sont des rouleaux, de préférence des rouleaux à génératrice en arc de cercle.
[0083] Le ou les chemins de roulement ont un profil adapté aux corps roulants, qui peut être plan, concave ou convexe. Suivant un mode de réalisation particulièrement simple, le ou les chemins de roulement sont cylindriques et concaves, et de préférence à centre de courbure positionné sur l'axe d'équilibrage. [0084] De préférence, l'organe d'équilibrage comporte une cage de guidage du ou des corps roulants, mobile en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque le ou les corps roulants roulent sur le ou les chemins de roulement.
[0085] La cage de guidage peut comporter, pour chaque corps roulant, une alvéole de logement, fermée ou ouverte. La cage peut également comporter des surfaces de guidage coopérant avec des surfaces complémentaires de guidage formées sur le corps de l'organe d'équilibrage, pour assurer le guidage en translation de la cage dans le corps de l'organe d'équilibrage.
[0086] Suivant un mode de réalisation, la cage de guidage est entraînée en translation par l'actionneur, et constitue une liaison entre l'actionneur et le ou les corps roulants. On pourra notamment prévoir d'intégrer à la cage une butée tournante de liaison avec l'actionneur.
[0087] De préférence, il existe un plan de symétrie de la cage d'équilibrage et plus généralement de la masse d'équilibrage, passant par l'axe d'équilibrage. [0088] De préférence, le nombre de corps roulants est pair, et les corps roulants sont disposés en nombre égal de part et d'autre d'un plan contenant l'axe d'équilibrage.
[0089] De préférence, la cage de guidage a un centre de gravité situé sur l'axe d'équilibrage, de manière à ce que les frottements de guidage entre la cage de guidage et le ou les corps roulants soient indépendants de la vitesse de rotation de l'organe d'équilibrage.
[0090] De préférence, l'organe d'équilibrage comporte en outre au moins une masse d'équilibrage additionnelle ayant une valeur 3 et un centre de gravité situé à une distance non nulle £"3 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 D3 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 additionnelle est guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance non nulle £"3 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 D3 dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course additionnelles ; la première masse d'équilibrage additionnelle comporte un ou plusieurs corps roulants , le corps de l'organe d'équilibrage étant pourvu d'un ou plusieurs chemins de roulement additionnels orientés et tournés vers l'axe d'équilibrage, le ou les corps roulants de la masse d'équilibrage additionnelle étant aptes à rouler sur le ou les chemins de roulement additionnels parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque la distance Dl du centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle au plan de référence C varie. l'organe d'équilibrage comporte une cage de guidage additionnelle du ou des corps roulants, de la masse d'équilibrage additionnelle, la cage de guidage additionnelle étant mobile en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque le ou les corps roulants de la masse d'équilibrage additionnelle roulent sur le ou les chemins de roulement additionnels . la cage de guidage additionnelle a un centre de gravité situé sur l'axe d'équilibrage. la cage de guidage additionnelle est symétrique par rapport à un plan de symétrie passant par l'axe d'équilibrage. le ou les chemins de roulement additionnels sont cylindriques et concaves, et de préférence à centre de courbure positionné sur l'axe d'équilibrage. le ou les corps roulants de la masse d'équilibrage additionnelle sont des rouleaux, de préférence des rouleaux à génératrice en arc de cercle. l'organe d'équilibrage comporte en outre un ressort de rappel de la masse d'équilibrage 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 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 masse d'équilibrage additionnelle, par exemple pour assurer une égalité entre Di et D3.
[0091] Suivant un mode de réalisation, le dispositif de commande est tel que, pour au moins certaines valeurs de Di et ¾ 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.
[0092] 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.
[0093] Ce qui a été dit sur la structure de la masse d'équilibrage vaut également pour la masse d'équilibrage additionnelle.
[0094] 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.
[0095] 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.
[0096] 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
[0097] 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 ; la figure 39, une vue isométrique d'un système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention ; la figure 40, une vue de dessus d'une partie du système d'équilibrage de la figure 39 ; la figure 41, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe XLI-XLI défini sur la figure 40 ; la figure 42, une vue en coupe et partielle du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe I-I défini sur la figure 41 ; la figure 43, une vue en coupe et partielle du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe G-G défini sur la figure 41 ; la figure 44, une vue en coupe et partielle du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe J-J défini sur la figure 41 ; la figure 45, une vue isométrique d'une cage de guidage du système d'équilibrage de la figure 39 ; la figure 46, une vue isométrique d'une partie d'un système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention ; la figure 47, une vue isométrique de certains composants du système d'équilibrage de la figure 46 ; la figure 48, une vue isométrique de certains composants du système d'équilibrage de la figure 46 ; - la figure 49, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 46 ; la figure 50, une vue en coupe du système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention, dans un plan de coupe L-L illustré sur la figure 51 ; la figure 51, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 50, dans un plan de coupe LI-LI illustré sur la figure 50 ; la figure 52, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 50, dans un plan de coupe LII-LII illustré sur la figure 51 ; la figure 53, une vue isométrique en coupe d'un organe d'équilibrage pour un système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention.
[0098] 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
[0099] 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.
[00100] 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 2 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.
[00101] 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.
[00102] 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 E\ 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 Dz du plan de référence P et à une distance Ez 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. [00103] 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.
[00104] 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.
[00105] 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.
[00106] 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.
[00107] 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. [00108] 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 3 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 3 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.
[00109] 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 £ du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La quatrième masse d'équilibrage de basculement38B a quant à elle son centre de gravité situé du même deuxième côté du plan de référence P à une distance
Figure imgf000038_0001
du plan de référence P et à une distance
Figure imgf000038_0002
du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. [00110] 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. [00111] 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 2 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 basculement26B sont dans des positions symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances et Ez sont égales, et les distances Di et Dz sont égales.
[00112] 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 respectif102A, 102B, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au plan géométrique d'équilibrage de basculementQ 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.
[00113] Pour le mode de réalisation de la figure 2, on supposera en outre que les valeurs 3 et 4 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 basculement38A, 38B sont dans des positions symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances £ et
Figure imgf000039_0001
sont égales, et les distances D3 et sont égales.
[00114] 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 basculementQ 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.
[00115] 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. [00116] Si de plus les valeurs Mi et 3 sont égales (et par conséquent si 2 et 4 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. [00117] 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.
[00118] 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.
[00119] On a donc intérêt à pouvoir piloter l'amplitude du couple généré par le système d'équilibrage 22 en fonction du régime moteur. [00120] Différents dispositifs pour modifier le couple d'équilibrage généré par le système d'équilibrage 22 sont illustrés sur les figures 4 à 13.
[00121] 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 D3 sans faire varier les distances
Figure imgf000041_0001
et £"3. 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. [00122] Dans ce mode de réalisation, les distances
Figure imgf000041_0002
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 contrôle46 pour déplacer les deux masses 26B, 38B pour qu'elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A. [00123] 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. [00124] 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 3 sans faire varier les distances et D3. Dans ce mode de réalisation, les distan
Figure imgf000042_0001
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. [00125] 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.
[00126] 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, D3, Ei et £"3. 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 3 des masses 26A et 38A soient égales. Une solution particulière est donnée par Mi = 3, qui se caractérise par la symétrie totale du mécanisme. Par ailleurs, dans l'hypothèse où 3 =0, les figures 4 à 10 deviennent applicable au mode de réalisation de la figure 1.
[00127] 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 D-î 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.
[00128] 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.
[00129] On peut définir un référentiel (0, x, y, z) orthonormé tournant lié à l'organe d'équilibrage de basculement 24A, ayant pour origine 0 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 (0, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles Mi et M3. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d'inertie MA de l'organe d'équilibrage de basculement 24A de la manière suivante :
Figure imgf000043_0001
[00130] 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 : j = h 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.
[00131] Dans ce référentiel, les produits d'inerties IA,YZ et zy 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. [00132] De façon analogue, on peut définir un autre référentiel (0, x, y, z) orthonormé tournant lié à l'organe d'équilibrage de basculement 24B, ayant pour origine 0 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 (0, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles M2 et M4. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d'inertie MB de l'organe d'équilibrage de basculement 24B de la manière suivante :
Figure imgf000044_0001
[00133] Comme la précédente, cette matrice est symétrique. Dans le référentiel choisi, les produits d'inerties h,yz et hzy 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.
[00134] De préférence, on choisira : IB yz = IA yz.
[00135] 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.
[00136] 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 a 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 a prévue par rapport au point mort haut du cylindre.
[00137] 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°.
[00138] Pour générer le couple de compensation du couple de basculement, il n'est pas nécessaire que le plan d'équilibrage de basculementQ, 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. [00139] 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.
[00140] 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.
[00141] 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).
[00142] 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.
[00143] 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 i 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 Pi, 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.
[00144] 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.
[00145] 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 Pi 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.
[00146] 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.
[00147] 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.
[00148] 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 basculement26A, 38A, permettant aux masses d'équilibrage de basculement26A, 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 7068, ce qui constitue l'état illustré schématiquement sur la figure 7.
[00149] 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 A-A 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. [00150] 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.
[00151] 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. [00152] 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 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, 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.
[00153] On a illustré sur les figures 39 à 45 un mode de réalisation d'un système d'équilibrage 22 comportant un premier organe d'équilibrage de basculement 24A et un deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B supportés par un bâti commun 23, destiné à être solidarisé au bloc moteur 12. Les deux organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B sont essentiellement identiques, mais ont été illustrés dans des états différents de dépouillement pour en rendre visible les composants internes.
[00154] Le premier organe d'équilibrage de basculement 24A comporte un corps 25A cylindrique creux guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l'intermédiaire de deux paliers d'extrémité 62A, 64A, et à l'intérieur duquel sont logées deux masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A. Le corps 25A est équipé d'une roue dentée d'entraînement 60A comportant un portion tronconique 60.1A destinée à engrener avec une roue dentée d'entraînement (non représentée), elle-même entraînée par le vilebrequin du moteur, et une portion cylindrique 60.2A destinée à engrener avec une roue d'entraînement 60B équipant le corps 25B du deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B.
[00155] Le corps 25A forme intérieurement deux parois hémicylindriques concaves 125.1A, 125.2A, et deux glissières latérales 25.3A s'étendant axialement et séparant l'une de l'autre les deux parois hémicylindriques 125.1A, 125.2A. [00156] Chaque masse d'équilibrage de basculement 26A, 38A est associée à l'une des parois hémicylindriques 125.1A, 125.2A et est constituée d'un ensemble de rouleaux 26.1A, 38.1A logés dans des alvéoles 26.21A, 38.21A d'une cage de guidage 26.2A, 38.2A, de manière à rouler sur la paroi hémicylindrique associée 125.1A, 125.2A. La cage 26.2A, 38.2A comporte entre outre deux paires de faces de guidage 26.22A, 38.22A qui viennent en appui sur les deux glissières latérales 25.3A, de manière à être mobile en translation parallèlement au premier axe d'équilibrage de basculement 102A par rapport au corps 25A, mais à être solidaire du corps 25A en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement 102A.
[00157] Chaque masse d'équilibrage de basculement 26A, 38A, présente de préférence un nombre pair de rouleaux 26.1A, 38.1A, répartis de préférence pour moitié de part et d'autre d'un plan I-I passant par l'axe d'équilibrage de basculement 102A. Le plan I-I (illustré sur la figure 41) est de préférence un plan de symétrie pour les cages de guidage 26.2A, 38.2A et plus généralement pour les masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A. [00158] Les cages 26.2A, 38.2A sont conformées de manière à pouvoir circuler axialement en se chevauchant sans collision. De façon remarquable, chaque cage 26.2A, 38.2A a un centre de gravité qui se trouve centré sur l'axe d'équilibrage de basculement 102A. Pour ce faire, la cage 26.2A, 38.2A, qui est réalisée en matière plastique est pourvue, dans sa partie opposée aux alvéoles 26.21A, 38.21A, des inserts métalliques 26.23A, 38.23A, qui viennent équilibrer le surplus de matière plastique dans la partie opposée. Ainsi, la cage 26.2A, 38.2A est équilibrée dans sa rotation autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A. La masse d'équilibrage de basculement 26A, 38A, constituée par les rouleaux 26.1A, 38.1A et la cage 26.2A, 38.2A, a son centre de gravité situé à distance constante non nulle de l'axe d'équilibrage de basculement 102A, mais uniquement du fait des rouleaux 26.1A, 38.1A, réalisés en acier. L'intérêt de cette disposition est de diminuer les effets centrifuges sur la cage 26.2A, 38.2A, et notamment d'éviter que la cage 26.2A, 38.2A vienne appliquer sur les rouleaux 26.1A, 38.1A une charge croissant avec la vitesse de révolution autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A. On maîtrise ainsi globalement l'énergie nécessaire à la translation des masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, qui est relativement indépendant de la vitesse de révolution.
[00159] Les cages 26.2A, 38.2A, des masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, sont positionnées axialement par un mécanisme de commande 42 qui comporte une vis 42.1A qui s'étend parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A et présente deux filetages, à savoir : un premier filetage 42.21A pour entraîner un premier écrou 42.31A lié par une première butée tournante 42.41A à la cage 26.2A de l'organe d'équilibrage de basculement 26A, et un deuxième filetage 42.22A pour entraîner un deuxième écrou 42.32A lié par une deuxième butée tournante 42.42A à la deuxième cage 38.2A. Les butées tournantes 42.41A, 42.42A permettent un découplage entre le mouvement de révolution de l'organe d'équilibrage de basculement 24A autour de son axe d'équilibrage de basculement 102 et le mécanisme de commande 42. Une ou plusieurs tiges 42.51A, 42.52A solidaires du bâti 25 s'étendent parallèlement à la vis 42.1A, mais latéralement à distance de celle-ci, et traversent des alésages formés dans les écrous 42.31A, 42.32A, pour empêcher les écrous 42.31A, 42,32A de tourner autour de l'axe de rotation de la vis 42.1A, par rapport au bâti 25. Les deux filetages 42.21A, 42.22A sont de sens opposés et de pas identiques de sorte que la rotation de la vis 42.1A entraîne simultanément en translation, dans des sens opposés et avec la même amplitude, les deux cages 24.2A, 38.2A.
[00160] Comme indiqué précédemment, l'organe d'équilibrage de basculement 24B est largement identique à l'organe d'équilibrage de basculement 24A, à l'exception de la roue dentée 60B, qui ne possède pas de portion tronconique. On a donc identifié les éléments constitutifs de l'organe d'équilibrage de basculement 24B sur les figures en reprenant les numéros de référence utilisés pour l'organe d'équilibrage de basculement 24A et en substituant à la lettre « A » la lettre « B ». [00161] Un moteur 44 entraîne, par l'intermédiaire d'un arbre 44.1, les deux vis 42.1A et 42.1B dans le même sens et à la même vitesse.
[00162] 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. Il en va de même de l'organe d'équilibrage de basculement 24B. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation est essentiellement conforme au mode de réalisation décrit sur les figures 4 à 7.
[00163] Si par contre on prévoit l'équilibrage d'un effort de pilon, le corps de chacun des organes d'équilibrage 25A, 25B sera conformé de manière à présenter un balourd, similaire au balourd prévu sur la figure 37. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation sera alors essentiellement conforme au mode de réalisation décrit sur les figures 29 et 30.
[00164] Suivant une variante non illustrée, on peut se dispenser des tiges 42.51A, 42.52A de coulissement des écrous, et obtenir un effet anti-rotation en prévoyant que l'axe de la vis 42.1A soit parallèle à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, mais à distance de celui-ci.
[00165] Suivant une autre variante, les deux vis 42.1A et 42.1B ont des pas de vis orientés en sens opposés et le moteur 44 entraîne les deux vis 42.1A et 42.1B en sens opposés et à la même vitesse. [00166] Sur les figures 46 à 49 est illustré un mode de réalisation qui diffère du précédent par le mécanisme de commande 42 et la forme des cages de guidage 26.2A, 38.2A, 26.2B, 38.2B.
[00167] Le dispositif de commande 40 comporte en effet un moteur électrique 44 dont l'arbre de sortie traversant 44.0, parallèle aux axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B, entraîne par l'intermédiaire de deux engrenages coniques, deux arbres d'enroulement 44.1, 44.2. Chaque arbre d'enroulement 44.1, 44.2 s'étend perpendiculairement aux axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B dans le plan Q comportant les axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B. Chaque arbre d'enroulement 44.1, 44.2 porte deux tambours d'enroulement 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B, chacun associé à l'un des deux organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B et positionné dans le prolongement axial d'une des extrémités de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B associé.
[00168] Le mécanisme de commande 42 comporte, pour chaque organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B, un câble de commande 42.6A, 42.6B, s'étendant parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B et dont les extrémités sont fixées aux tambours d'enroulement 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B associés. Au milieu de chaque câble de commande 42.6A, 42.6B est fixée la bague intérieure d'une butée tournante 42.3A, 42.3B dont la bague extérieure est fixée à la cage de guidage 26.2A, 26.2B. Cette cage de guidage 26.2A, 26.2B est en liaison cinématique avec l'autre cage 38.2A, 38.2B de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B associé, par l'intermédiaire d'un mécanisme de transmission 42.7A, 42.7B à pignons et crémaillères. Les crémaillères sont formées sur les cages de guidage 26.2A, 26.2B, 38.2A, 38.2B, les pignons étant monté sur le corps 25A, 25B et engrenant avec les crémaillères des deux cages de guidage associées, de sorte qu'un mouvement de translation de l'une des cages de guidage 26.2A, 26.2B dans un sens parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B impose à l'autre cage de guidage 38.2A, 38.2B un mouvement de translation de même amplitude dans le sens opposé parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B. [00169] L'arbre de sortie du moteur entraîne les deux arbres d'enroulement 44.1, 44.2 dans le même sens et à la même vitesse, et les tambours d'enroulement 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B sont tous identiques, de sorte que pour chaque organe d'équilibrage de basculement24A, 24B, l'enroulement d'une extrémité du câble 42.6A, 42.6B s'accompagne d'un déroulement de même amplitude de l'extrémité opposée, et d'un mouvement de translation de même amplitude de la butée tournante 42.3A, 42.3B et de la cage de guidage 26.2A, 26.2B associée à l'intérieur du corps 25A, 25B, parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B, ce qui provoque, par l'intermédiaire de la transmission 42.7A, 42.7B par pignons et crémaillères, une translation en sens opposé de l'autre cage de guidage 38.2A, 38.2B. Chacune des cages de guidage 26.2A, 38.2A, 26.2B, 38.2B entraîne les rouleaux 26.1A, 38.1A, 26.1B, 38.1B qui lui sont associés, qui roulent sur la paroi hémicylindrique 125.1A, 125.2A, 125.1B, 125.2B associée.
[00170] Comme dans le mode de réalisation précédent, les butées tournantes 42.3A, 42.3B permettent un découplage entre le mouvement de révolution des organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B autour de leur axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B respectif et le mécanisme d'équilibrage 22.
[00171] 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. Il en va de même de l'organe d'équilibrage de basculement 24B. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation est essentiellement conforme au mode de réalisation décrit sur les figures 4 à 7.
[00172] Si par contre on prévoit l'équilibrage d'un effort de pilon, le corps de chacun des organes d'équilibrage 25A, 25B sera conformé de manière à présenter un balourd, similaire au balourd prévu sur la figure 37. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation sera alors essentiellement conforme au mode de réalisation décrit sur les figures 29 et 30.
[00173] Le mode de réalisation illustré sur les figures 50 à 52 diffère du précédent essentiellement par le mécanisme de commande 42, qui est ici hydraulique et comporte, outre un circuit hydraulique d'alimentation 142.1, une électrovanne de distribution 142.2 à laquelle sont raccordés deux vérins bidirectionnels 142.3A, 142.3B, chacun associé à l'un des organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B. Chaque vérin 142.3A, 142.3B peut être positionné à l'extérieur du corps 25A, 25B de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B associé, ou de préférence et comme illustré, à l'intérieur, pour une plus grande compacité. Chaque vérin 142.3A, 142.3B comporte un cylindre 142.4A, 142.4B fixé au bâti, et un piston 142.5A, 142.5B dont la tige est fixée, à son extrémité libre, à une butée tournante 42.31A, 42.31B, elle- même fixée, comme dans le mode de réalisation précédent, à l'une des cages 26.2A, 26.2B. Comme dans le mode de réalisation précédent, chaque cage 26.2A, 26.2B est liée cinématiquement à l'autre cage 38.2A, 38.2B de l'organe d'équilibrage associé 24A, 24B par une transmission à pignons et crémaillères 42.7A, 42.7B.
[00174] Suivant une variante non illustrée, le vérin 142.3A, 142.3B peut être électromécanique.
[00175] Suivant un autre mode de réalisation, illustré sur la figure 53, le mécanisme de commande 42 comporte, de manière identique pour chaque organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B (seul l'organe d'équilibrage 24A a été illustré), deux vis sans fins réversibles 242.11, 242.12, ici constituées par des vis creuses montées libre en rotation sur une tige de guidage 242.2. Les pas des vis 242.11, 242.12 sont dans le même sens. Chacune des vis 242.11, 242.12 coopère de manière réversible avec un écrou 242.31, 242.32 solidaire de l'une des cages de guidage 26.2, 38.2 pour les corps roulants 26.1, 38.1, les deux cages de guidage 26.2, 38.2 étant liées l'une à l'autre par une liaison à pignon et crémaillère 42.7. Les vis 242.11, 242.12 sont solidaires chacune d'un plateau de freinage 242.41, 246.42. Le mécanisme de commande comporte en outre, associé à chaque plateau de freinage 242.41, 242.42 et à chaque vis 242.11, 242.12, un organe de freinage 242.51, 242.52, apte à venir appliquer un couple de freinage sur le plateau de freinage 242.41, 242.42.
[00176] Dans la mesure où l'écrou 242.31, 242.32 est solidaire de la cage 26.2, 38.2 associée non seulement en translation mais également en rotation, les écrous 242.31, 242.32 d'un même organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B suivent la rotation du corps 25 de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B. Les vis 242.11, 242.12 tournent avec les écrous 242.31, 242.32, tant qu'elles restent libres en rotation. Lorsque la vis 242.11 est freinée dans sa rotation par l'organe de freinage 242.51 associé, l'écrou 242.31, et la cage 26.2 associés se mettent à se déplacer en translation par rapport au corps 25. La transmission 42.7 entre les cages de guidage 26.2 et 38.2 impose à la cage 38.2 un mouvement de translation dans le sens opposé à la cage de guidage 26.2, ce qui est rendu possible par la réversibilité de la liaison entre l'écrou 242.32 et la vis associée 242.12. On obtient donc le comportement décrit sur les figures 4 à 7. Ce mode de réalisation est particulier en ce que l'énergie nécessaire au déplacement des masses d'équilibrage de basculement 26, 38 est prélevée directement sur l'entraînement des organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B, sans qu'il soit nécessaire de prévoir des organes moteurs spécifiques. [00177] Naturellement, d'autres variations des organes d'équilibrage de basculement sont possibles, notamment en combinant les divers modes de réalisation illustrés. On peut notamment prévoir, en variante des modes de réalisation des figures 46 à 52, un actionneur unidirectionnel assurant le déplacement des masses d'équilibrage de basculement dans un sens, de préférence vers la position la plus écartée, et des moyens de rappel élastique assurant le déplacement des masses d'équilibrage de basculement en sens opposé, par analogie avec le ressort 68 de la figure 34.
[00178] Les structures illustrées sur les figures 31 à 53 sont particulièrement adaptées à un fonctionnement conforme au fonctionnement décrit sur les figures 4 à 7 en l'absence de masse d'équilibrage de pilon, ou au fonctionnement décrit sur les figures 29 et 30 en présence d'une masse d'équilibrage de pilon. Elles sont toutefois aisément transposables à des dispositifs dont les troisième et quatrième masses d'équilibrage de basculement 38A, 38B sont fixes (figures 11 à 13) ou absentes (figure
1)- [00179] Dans les modes de réalisation des figures 39 à 53, les corps roulants 26.1, 26.1A, 26.1B, 38.1, 38.1A, 38.1B sont des rouleaux à génératrice en arc de cercle, roulant sur des parois hémicylindriques concave 125.1A, 125.2A. Il est toutefois parfaitement envisageable de prévoir un corps 25A, 25B cylindrique à base polygonale, définissant pour les corps roulants des chemins de roulement plans, permettant d'utiliser des rouleaux cylindriques. Il est également possible d'adapter la structure corps 25A, 25B et des cages de guidage à d'autres formes de corps roulants, notamment des billes. Le nombre de corps roulants peut être quelconque, et le cas échéant limité à un pour chaque masse d'équilibrage de basculement 26A, 26B, 38A, 38B.

Claims

REVENDICATIONS
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.
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).
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. 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).
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).
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. 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 situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement (Q), de préférence parallèle à l'axe géométrique de référence (100).
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 Ei 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 2 et un deuxième centre de gravité situé du premier côté du plan de référence (P) à une distance Dz du plan de référence (P) et à une distance Ez 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 Dz, Ez, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur.
Méthode d'équilibrage selon la revendication 8, caractérisé en ce que l'on fait varier Di, Ei, Dz, et/ou Ez, de telle sorte que:
M1. D1. E1 = M2. D2. E2
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. 1 1 . 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.
1 2. 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.
1 6. 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 3 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 £"3 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 4 ayant un centre de gravité situé du deuxième côté du plan de référence (P) à une distance D4 du plan géométrique de référence (P) et à une distance E4 du deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B), et l'on fait varier au moins une des distances D3, £3, et au moins une des distances D4, £4, 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. £4
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