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" Perfectionnements aux moteurs ".
La présente invention est relative aux moteurs à plusieurs cylindres en étoile, et vise, plus particulièrement, le mécanisme du vilebrequin et des bielles d'un tel moteur.
Le moteur conforme à l'invention comprend : des pistons cou- lissant dans plusieurs cylindres disposés en étoile autour d'un arbre vilebrequin; une bague tourillonnant sur un maneton du vile- brequin ; des bielles, chacune d'elles étant articulée par l'une de ses extrémités sur la bague ét par l'autre sur le piston corres- pondant;
ce moteur est caractérisé plus particulièrement par la
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présence de moyens prévus (pour empêcher la rotation de la bague, au cours de son mouvement,de translation circulaire avec le vile- brequin, ces moyens étant disposés de telle sorte que l'axe d'ar- ticulation entre chaque bielle et la bague, au point mort, est décalé par rapport à l'axe du cylindre, dans le sens opposé à ce- lui de la rotation du vilebrequin, l'arc de ce décalage, mesuré suivant la'bague, étant aussi grand que possible sans provoquer de renversement du couple sur la bague, au cours du fonctionne- ment du moteur.
L'invention vise, en outre, un moteur qui comprend un arbre comportant un maneton, une bague tourillonnant sur le maneton; une série circulaire de portées pour plusieurs bielles; un pignon pla- nétaire fixe co-axial avec l'arbre; un pignon porté par la bague et concentrique à celle-ci et une paire de pignons satellites co- axiaux fixes entre eux, tournant sur un axe parallèle à celui de l'arbre et supportés par celui-ci; chacun des satellites engrenant avec l'un des pignons mentionnés précédemment;
ce moteur étant caractérisé par ce fait que la disposition des pièces est telle que les axes respectifs de l'arbre, du maneton, et des pignons satellites se trouvent dans un même plan, et que la rotation de l'arbre provoque une translation circulaire de la bague avec l' arbre vilebrequin, cependant que les pignons l'empêchent de tour- ner sur son axe.
On va décrire l'invention dans le cas d'un moteur à combus- tion interne à onze cylindres, à arbre vilebrequin vertical, mais le nombre des cylindres importe peu et, d'autre part, il est pos- sible d'obtenir la plupart des avantages du moteur perfectionné, quelle que soit la position de l'arbre.
Dans les moteurs en étoile, à un seul vilebrequin, il est courant de prévoir une bielle maitresse pour l'un des pistons et d'articuler les bielles de tous les autres pistons sur des manetons répartis autour de l'anneau de la bielle maîtresse. Il résulte de cette disposition que l'un des pistons est plus chargé que les
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autres, ce qui dérègle dé diverses manières le synchronisme des actions s'exerçant dans tous les autres cylindres. Afin d'éviter cet inconvénient, on a proposé de faire appel à une bague touril- lonnant sur le maneton du vilebrequin et que l'on empêche de tour- ner au cours de sa translation circulaire avec le maneton. Toutes les bielles sont liées à cette bague. Une telle disposition est appliquée à tous les cylindres et n'impose aucune charge excessive à un piston plutôt qu'à un autre.
On a proposé, dans ce but, d'uti- liser des trains planétaires.
La présente invention utilise un train planétaire spécial présentant des avantages irréalisables jusqu'alors. Ce train est simple et il peut être avantageusement logé dans une partie du contrepoids du vilebrequin et constitue ainsi une partie utile de la masse du contre-poids. On peut ainsi réduire au minimum la mas- se totale du vilebrequin et du contre-poids, ainsi que les dimen- sions du carter moteur.
Une autre caractéristique importante réside dans la construo- tion de la bague mobile sous la forme d'une seule pièce constituée par un manchon ayant deux brides ou joues écartées l'une de l'au- tre, entre lesquelles sont reçues les extraites des bielles, à l'extrémité de chaque bielle est fixé un axe et l'extrémité de chaque axe constitue un tourillon tournant dans un manchon de pa- lier correspondant fixé dans l'une des brides de la bague. n con- séquence, la bielle est supportée par deux paliers très écartés l'un de l'autre à l'extrémité du vilebrequin et ne peut transmet- tre au piston qui lui est relié aucune poussée latérale exercée dans le sens de l'axe de pied de bielle auxiliaire.
En effet, ces poussées latérales sont occasionnées par les vibrations dans les moteurs en étoile de la technique antérieure et il semble qu'elles sont plus importantes qu'on ne l'a généralement admis jusqu'ici.
Lorsque l'axe du vilebrequin est vertical, la pesanteur provoque une poussée latérale considérable s'exerçant de la tige sur le pis-. ton, à moins que l'on utilise le ,mode de construction de l'inven-
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tion, dans lequel la bielle est supportée par des tourillons écar- tés l'un de l'autre et agità la manière d'une poutre encastrée en porte-à-faux, de sorte que son axe de pied de bielle n'est pas soutenu etn'impose par suite aucune charge sur le piston.
La seule charge imposée par la bague sur la train d'engre- nages est celle nécessaire pour empêcher la rotation de la bague.
L'étude desréactions instantanées desbielles sur la bague, lors- que le vilebrequin décrit l'arc correspondant à l'angle séparant les axes de deux cylindres successifs, a conduit la demanderesse à découvrir qu'il est possible de limiter les efforts de rotation à une valeur maximum plus faible, en imprimant à la bague une lé- gère rotation dans le sens opposé à celui de la rotation du vile- brequin et en la calant dans cette position.
Par exemple, lorsque le vilebrequin se trouve à son point mort ( côté culasse ) pour un cylindre quelconque, le centre de l'axe qui relie la bielle de ce cylindre à la bague est décalé d'environ 2 degrés d' un arc mesuré vers l'arrière sur la bague, par rapport à la droite tracée par le centre du vilebrequin et le centre de l'axe de pied de bielle.
Lorsqu'on augmente l'angle de décalage, le moment de rota- tion maximum diminue, mais la marge de variation de ce moment aug- mente. La valeur critique est atteinte lorsque la valeur minimum s'approche de zéro, car cette condition comporte le risque d'un renversement du moment de rotation, renversement inadmissible par- ce qu'il entraînerait un renversement de la charge sur les pignons.
Le décalage maximum admissible est fonction, avant tout, du nombre de cylindres et de l'allure du diagramme d'indicateur du moteur. Pour le moteur représenté, qui est un moteur à combustion interne, à onze cylindres à deux temps et à balayage par lumière 3, la charge maximum sur les pignons était d'environ 343 kg/cm2 pour un décalage nul, d'environ 238 kg/cm2 pour un déplacement d'un de- gré et d'environ 105 kg/cm2 pour un décalage de 2 degrés. Cette dernière valeur a donné un minimum de 35 kg/cm2, valeur qui est
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nettement positive et pe par suite être adoptée en toute sécuri- té ; aussi a-t-on adopté l'angle de déplacement de 2 , d'autant plus que le décalage de 3 a conduit à des renversements graves du moment de rotation.
On va maintenant décrire l'invention en se référant au dessin .annexé sur lequel :
La figure 1 est une vue en plan, partiellement en coupe et schématique pour la plus grande partie.
La figure 2 est une coupe verticale axiale du moteur. La cou- pe est faite.suivant l'axe des pignons satellites et du maneton du vilebrequin; l'échelle de cette figure est supérieure à celle de la figure 1.
La figure 3 est une vue en plan du carter moteur, couvercle enlevé, à la même échelle que la figure 2. L'enlèvement du couvercle entraîne celui du pignon planétaire qui y est fixé, mais ce pignon a néanmoins été représenté à sa position normale sur la figure 3, de manière à faire apparaître l'ensemble du train.
La figure 4 est une vue des pignons satellites du différen- tiel montrant les pas des dentures hélicoïdales.
La figure 5 est une coupe de l'extrémité du vilebrequin d' @ une bielle, le Plan/coupe est indiqué par 5,5 sur la figure 6, à une échelle supérieure à celle des figures 2 et 3.
La figure 6 est une coupe suivant 6 - 6 de la figure 5.
La figure 7 est un diagramme des moments de rotation de la bague tournante, tracé pour un arc égal au onzième de 360 (c'est- à-dire 32,73 ) et pour des décalages vers l'arrière de 0 à 5 par intervalles de 1 .
En se reportant d'abord à la figure 2, on voit que le bâti 11 du moteur est constitué par le carter moteur. Celui-ci comporte un couvercle amovible 12 boulonné en place, les boulons n'étant pas représentés sur la figure 2. Les trous pour les boulons'de fixation du couvercle sont indiqués en 10 sur les figures 1 et 3.
Le vilebrequin vertical qui caractérise le moteur représenté porte la référence générale 13 et comporte une portée principale 14 qui
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tourne dans le coussinet 15 de palier principal. Il comporte, en outre, une portée plus pétite 16 qui tourillonne dans le coussi- net de palier 17 ménagé dans le couvercle 12. Un court prolonge- ment 18 à l'extrémité supérieure de l'arbre sert à entraîner cer- tains mécanismes non représentés synchronisés avec le moteur et qui ne sont pas visés par la présente invention. Le couple moteur est transmis par l'extrémité inférieure de l'arbre 13.
L'arbre est constitué en deux pièces, qui peuvent être cou- lées. Au-dessus de la portée principale 14, se trouve une flasque 19 faisant corps avec l'arbre vilebrequin 13 et comportant un con- trepoids 21. Le maneton de vilebrequin 22 fait également corps avec la flasque 19. L'extrémité supérieure du maneton présente un diamètre réduit comme l'indique la ligne pointillée 23 et est ser- rée et clavetée à une seconde flasque de vilebrequin 24. La flas- que 24 fait corps avec la partie supérieure de l'arbre vilebrequin dans lequel est pourvue la portée 16. Il n'y a rien de nouveau dans la manière dont les pièces 23 et 24 sont clavetées l'une avec l'autre et ce point de détail n'a pas été représenté.
On peut men- tionner néanmoins que le boulon 25 est un boulon sécant qui, non seulement serre l'élément 24 sur l'extrémité réduite du maneton 22, mais joue aussi le rôle d'une clavette.
L'organe 24 est pourvu d'un contrepoids 26 qui est évidé, comme on le décrira plus loin, de manière à loger des pignons sa- tellites qui font partie du train d'engrenages caractérisant l'in- vention.
La figure 1 montre l'aspect général du moteur vu en plan.
On y voit que le couvercle 12 du carter moteur est enlevé. Il y a onze cylindres 27 disposés en étoile, chacun de ces cylindres con- tient le piston à fourreau usuel 28. Les pistons sont représentés en pointillé. Une partie de l'un des pistons est visible sur la gauche de la figure 2. IL chaque piston est articulée une bielle correspondante 31, au moyen d'un axe de pied de bielle 29 de forme usuelle. Ces bielles sont toutes articulées ou fixées entre les
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joues dtun élément 32 que, à défaut d'un nom plus approprié, on va désigner dans ce qui suit par Il bague ".
On voit sur les figures 2 et 3 que la bague 32 porte un man- chon de palier 33 qui tourne sur le maneton de vilebrequin 22.
Une collerette prévue à l'extrémité inférieure du coussinet 33 sert de portée de palier de butée. Le vilebrequin étant vertical, il suffit.d'une seule portée de ce genre. La bague 32 comporte deux brides ou joues extérieures 34 et 35 qui sont écartées l'une de l'autre et qui sont percées à intervalles réguliers, le long de leur circonférence, de trous destinés à recevoir des coussi- nets de palier 36. Les coussinets prévus dans les joues 34 sont alignés axialement avec ceux placés dans la joue 35. Chaque cous- sinet porte une bride 37 à son extrémité inférieure, de sorte que ces coussinets ont pour effet de maintenir contre tout mouvement latéral les extrémités de la bielle correspondante 31 qui y est introduite.
Dans l'extrémité intérieure de chaque bielle 31 est fixé un axe de tourillonnement 38 qui tourillonne dans les cous- sinets de paliers 36.
Le mode de fixation de l'axe 38 dans l'extrémité d'une biel- le 31 sera compris plus clairement par un examen des figures 2, 5 et 6. L'extrémité 41 de la bielle est percée pour recevoir l'axe 38 et est fendue, comme on l'a indiqué,en 42, de manière à pouvoir être resserrée. Deux charabrages 43 et 44 sont pratiqués dans l'ex- trémité de la bielle ; ledernier chambrage est percé de manière à couper l'alésage qui reçoit l'axe 38. Les alésages 43 et 44 re- çoivent des boulons 45 qui ont pour effet de comprimer ou de con- tracter l'oeil de la bielle autour de l'axe 38. L'un d'eux sert aussi de clavette qui empêche l'axe de se déplacer.
Le mode de construction que l'on vient de décrire permet une grande facilité d'assemblage parce qu'il est possible d'introduire l'axe après avoir introduit l'extrémité de la bielle entre les joues. Après avoir mis en place l'axe, on le verrouille en intro- duisant et en bloquant les boulons 45.
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Une denture 46 est baillée µ. la périphérie de la joue 34.
La roue dentée ainsi formée sera dans ce qui suit appelée " roue dentée orbitale ". Cette roue dentée est oo-axiale avec le mane- ton 22. Un planétaire: 47 est fixé sur le couvercle 12, de, manière à être co-axial avec l'arbre vilebrequin 13. Le diamètre primitif du planétaire. 47 est sensiblement plus petit que celui de la roue dentée orbitale 46. Le planétaire 47 est établi sous la forne d' une jante présentant une bride intérieure boulonnée en 48 sur une bride prévue sur la face intérieure du couvercle 12. Un bloc sa-
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stellite à deux 01éuents tourillonne dans un logement prévu pour lui à l'intérieur au contrepoids 26.
Ce bloc comprend un satellite relativement petit 49, un satellite plus grand 51 et un arbre 52.
Le pignon 51 présente la forme d'une couronne boulonnée en 53 une tête faisant partir intégrante de l'arbre 52. Le pignon 49 est claveté sur une partie conique 34 de l'arbre 52 et;est mainte- nu par un écrou 55.
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L'arbre; 52 comporte deux portées de tourillonns0ent qui tour- nent dans des paliers 56 et 57, tous deux ménagés dans le contre- poids 26. Le diamètre primitif du pignon 49 présente le même rap-
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port au diamètre priro.iti:' du planétaire 47 que li diamètre pririi- tif du satellite 51 au diamètre primitif àc la n roue dentée or- bitale n 6. --'il conséquence, lorsque l'arbre 13 tourne, la b4,uG 32 est aninée d'un iouveint de translation circulaire, nais lle tourna pas. Il s'ensuit que- les caractéristiques cinématique de,
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tous les à>1.gno<Îs 20 sont identiques.
Ce point est important <;ur=1 que soit le type du moteur en étoile, mais il l'est particiliùré- oient dans le cas d'un moteur à deux tr.=:yS, du type à balayage, parce qu'il assure l'identité ent-re la (;'21;rOande dos lunieres de balayage dans tous les cylindres. Les dentures des pignons 46, 47, '.:.9, et 51 sont hélicoïdales, et l'engrenage est, par suite, doux etsilencieux. Le pas des dentures est choisi de telle sorte que les pignons 49 et 51 présentent, cernés il convient, des pas héli- coïdaux semblables, de sorte que la poussée axiale dans les blocs
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.satellites doubles 49, 51 et 52 est réduite au minimum.
En fixant les axes 38 dans l'extrémité des bielles 31 et en prévoyant des paliers au-dessus et au-dessous de chaque bielle, on assure un support adéquat pour celles-ci. Dans un moteur à arbre vertical, tel que celui représenté, chaque bielle 31 se com- porte comme une poutre encastrée en porte-à-faux et se supporte elle-même. Par exemple, la bielle de gauche 31 représentée sur la figure 2, est soutenue par l'axe 38 et non par le piston 28 au- quel elle est articulée. L'usure des pistons est ainsi fortement réduite dans un moteur à arbre vertical. On estime d'ailleurs que cette disposition est utile, quelle que soit la position de l'ar- bre 13 . En effet, les vibrations des bielles, lorsqu'elles ne sont pas correctement soutenues, entraînent la transmission de charges latérales sensibles vers le piston pendant le fonctionne- ment du moteur.
On a déjà utilisé dans les moteurs en étoile, des trains planétaires pour empêcher la bague de tourner pendant son mouve- . ment de translation circulaire avec le vilebrequin, mais le mode de construction particulier que l'on a décrit ci-dessus présente un certain nombre d'avantages importants. L'utilisation d'un pla- nétaire de diamètre inférieur à celui de la roue dentée orbitale permet de réduire au minimum l'encombrement radial global du train. L'emplacement de l'axe des satellites dans le plan commun à l'axe du vilebrequin et à l'axe du maneton permet de placer les satellites directement en face du maneton, de sorte que ces pignons font, en fait, partie du contrepoids. On réalise ainsi une écono- mie à la fois d'espace et de masse.
Sur la figure 1, le cylindre de gauche désigné par la lettre A se trouve au point mort extrémité culasse. Le décalage réellement utilisé de son axe 38 est trop faible pour être visible sur la fi- gure 1. On se reportera, par. suite, à la figure 7 sur laquelle l'amplitude de ce décalage a été exagérée. Cette figure montre le vilebrequin à son point mort côté culasse. L'axe du pied de bielle
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du cylindre A est indiqua en B.
L'axe géométrique de l'axe 38 du cylindre A est indiqué en C. On suppose que le moteur tourne dans le sens des aiguilles d'une montre selon la figure 7. L'amplitude du décalage est désignée par l'angle [alpha] . Ce décalage est mesuré par rapport à la droite reliant le centre du vilebrequin au cen- tre de l'axe du pied de bielle B. La disposition usuelle est telle que l'axe géométrique de l'axe 38 se trouve sur la droite reliant le centre du vilebrequin au centre de l'axe de pied de bielle au point mort, c'est-à-dire pour [alpha] = 0 .
Le graphique de la figure 7 montre en ordonnées les efforts s'exerçant sur les pignons, ces efforts étant positifs ou négatifs.
Les abscisses montrent les angles de rotation du vilebrequin entre 0 et 32,73 . Ce dernier chiffre est le onzième de 360 . C'est l'in- tervalle angulaire compris entre deux cylindres successifs du mo- teur à onze cylindres choisi comme exemple.
La courbe [alpha] = 0 montre les variations de la charge exercée sur le train d'engrenages, lorsque le vilebrequin décrit 32,73 .
Cette courbe se reproduit pour chacun des intervalles angulaires successifs de 32,73 . La courbe [alpha] = 0 présente une forme satis- faisante, mais la charge maximum s'exerçant sur les pignons'est voisine de 350 kg/cm2. Dn décalant la bague de 1 vers l'arrière, on obtient la courbe [alpha]= 1 .La forme de cette courbe est un peu moins bonne que celle de [alpha] = 0 . Cependant la charge maximum y a été réduite jusqu'à 238 kg/cm2 environ.
La courbe [alpha] = 2 présente une allure moins bonne que les deux précédentes, mais la charge maximum y est de peu supérieure à 105 kg/cm2 et le minimum n'est que de 35 kg/cm2. Four le moteur particulier représenté, c'est le décalage de 2 qui a été adopté comme étant satisfaisant. Le moteur n'a pas pu fonctionner constam- ment sous des conditions absolument uniformes. Une charge minimum de 35 kg/cm2 sur les engrenages garantit l'impossibilité d'un ren- versement de la charge sur les pignons à un moment quelconque.
La courbe [alpha] = 3 franchit la ligne de charge nulle et indique
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par suite une inversion dé la charge sur les pignons. Les courbes [alpha] = 4 et = 5 présentent toutes deux des charges constamment négatives, mais la forme des courbes n'est pas satisfaisante et les charges sont excessives.
L'allure de la courbe de chargement sera variable suivant le nombre des cylindres et le diagramme d'indicateur caractéris- tique du moteur. On observerait entre un moteur à quatre temps et un moteur à deux temps des différentes caractéristiques. Il est, par suite, impossible d'énoncer une loi mathématique à ce sujet.
On peut seulement énoncer des principes généraux et constater l' existence de valeurs critiques comme on l'a fait ci-dessus.
En règle générale, la forme de la courbe et la marge de va- riation des oharges sont toutes deux meilleures pour un décalage de 0 ([alpha] = 0 ). Mais le chargement des pignons est exagéré.
Lorsqu'on augmente le décalage négatif [alpha] , la charge maximum et la charge minimum diminuent toutes deux mais la charge minimum diminue plus vite, ce qui entraine un écart plus grand. La valeur limite ou critique du décalage est celle pour laquelle la charge minimum est voisine de 0. Pratiquement, il est désirable de con- server une certaine marge de sécurité assez notable entre la char- ge minimum et zéro. La grandeur de cette marge est déterminée a- vant tout par l'amplitude des variations de charge du moteur en service. on a décrit en détail un mode de réalisation de l'invention qui,bien entendu n'est qu'illustratif et non limitatif.
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"Improvements to engines".
The present invention relates to engines with several star cylinders, and relates more particularly to the mechanism of the crankshaft and the connecting rods of such an engine.
The engine according to the invention comprises: pistons sliding in several cylinders arranged in a star shape around a crankshaft; a ring journaling on a crankpin of the crankshaft; connecting rods, each of them being articulated by one of its ends on the ring and by the other on the corresponding piston;
this engine is characterized more particularly by the
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presence of means provided (to prevent rotation of the ring, during its movement, of circular translation with the crankshaft, these means being arranged so that the hinge axis between each connecting rod and the ring , in neutral, is offset with respect to the axis of the cylinder, in the direction opposite to that of the rotation of the crankshaft, the arc of this offset, measured along the ring, being as large as possible without causing torque reversal on the ring, during engine operation.
The invention further relates to a motor which comprises a shaft comprising a crankpin, a ring journaling on the crankpin; a circular series of bearings for several connecting rods; a fixed planetary gear coaxial with the shaft; a pinion carried by and concentric with the ring and a pair of coaxial planet gears fixed to one another, rotating on an axis parallel to that of the shaft and supported by the latter; each of the planet gears meshing with one of the gears mentioned above;
this motor being characterized by the fact that the arrangement of the parts is such that the respective axes of the shaft, of the crank pin, and of the planet gears are in the same plane, and that the rotation of the shaft causes a circular translation of the ring with the crankshaft, while the pinions prevent it from turning on its axis.
The invention will be described in the case of an internal combustion engine with eleven cylinders, with a vertical crankshaft, but the number of cylinders is not important and, on the other hand, it is possible to obtain the number of cylinders. Most of the benefits of the advanced motor, regardless of shaft position.
In star engines, with a single crankshaft, it is common to provide a main connecting rod for one of the pistons and to articulate the connecting rods of all the other pistons on crank pins distributed around the ring of the main connecting rod. It follows from this arrangement that one of the pistons is more loaded than the
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others, which disrupts in various ways the synchronism of the actions exerted in all the other cylinders. In order to avoid this drawback, it has been proposed to use a swivel ring on the crankpin of the crankshaft and which is prevented from turning during its circular translation with the crankpin. All the connecting rods are linked to this ring. Such an arrangement is applied to all cylinders and does not impose any excessive load on one piston rather than another.
It has been proposed, for this purpose, to use planetary gears.
The present invention uses a special planetary gear with advantages hitherto unachievable. This train is simple and it can advantageously be housed in a part of the counterweight of the crankshaft and thus constitutes a useful part of the mass of the counterweight. In this way, the total mass of the crankshaft and the counterweight can be reduced to a minimum, as well as the dimensions of the crankcase.
Another important feature lies in the construction of the movable ring in the form of a single piece consisting of a sleeve having two flanges or cheeks spaced apart from each other, between which the extracts of the connecting rods are received. , at the end of each connecting rod is fixed an axis and the end of each axis constitutes a journal rotating in a corresponding bearing sleeve fixed in one of the flanges of the ring. n consequently, the connecting rod is supported by two bearings very far apart from each other at the end of the crankshaft and cannot transmit to the piston which is connected to it any lateral thrust exerted in the direction of the axis of auxiliary connecting rod small end.
Indeed, these lateral thrusts are caused by the vibrations in the star motors of the prior art and it seems that they are more important than has been generally admitted heretofore.
When the axis of the crankshaft is vertical, gravity causes a considerable lateral thrust exerted by the rod on the pis-. tone, unless one uses the method of construction of the invention
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tion, in which the connecting rod is supported by spaced apart journals and acts in the manner of a recessed cantilever beam, so that its connecting rod center axis is not supported and therefore imposes no load on the piston.
The only load imposed by the ring on the gear train is that necessary to prevent rotation of the ring.
The study of the instantaneous reactions of the conrods on the ring, when the crankshaft describes the arc corresponding to the angle separating the axes of two successive cylinders, has led the applicant to discover that it is possible to limit the rotational forces to a lower maximum value, by imparting a slight rotation to the ring in the direction opposite to that of the crankshaft rotation and by locking it in this position.
For example, when the crankshaft is at its dead center (cylinder head side) for any cylinder, the center of the axis which connects the connecting rod of that cylinder to the bushing is offset by approximately 2 degrees from a measured arc towards. rear on the ring, with respect to the straight line drawn by the center of the crankshaft and the center of the small end pin.
As the offset angle is increased, the maximum torque decreases, but the variation margin of this moment increases. The critical value is reached when the minimum value approaches zero, because this condition involves the risk of a reversal of the torque, an inadmissible reversal because it would cause a reversal of the load on the pinions.
The maximum allowable offset is primarily a function of the number of cylinders and the shape of the engine gauge chart. For the engine shown, which is an internal combustion, eleven-cylinder, two-stroke, light-scanning engine 3, the maximum load on the gears was approximately 343 kg / cm2 for zero offset, approximately 238 kg. / cm2 for a displacement of one degree and approximately 105 kg / cm2 for a shift of 2 degrees. This last value gave a minimum of 35 kg / cm2, which is
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clearly positive and eg therefore be adopted safely; therefore the displacement angle of 2 was adopted, especially since the offset of 3 led to serious reversals of the torque.
The invention will now be described with reference to the appended drawing in which:
Figure 1 is a plan view, partially in section and schematic for the most part.
Figure 2 is an axial vertical section of the engine. The cut is made following the axis of the planet gears and the crankshaft pin; the scale of this figure is greater than that of figure 1.
Figure 3 is a plan view of the crankcase, cover removed, on the same scale as Figure 2. Removal of the cover results in the removal of the planetary gear attached to it, but this gear has nevertheless been shown in its normal position in Figure 3, so as to show the entire train.
FIG. 4 is a view of the planet gears of the differential showing the pitches of the helical teeth.
Figure 5 is a section through the end of the crankshaft of a connecting rod, the Plan / section is indicated by 5.5 in Figure 6, to a scale larger than that of Figures 2 and 3.
Figure 6 is a section on 6 - 6 of Figure 5.
Figure 7 is a torque diagram of the rotating ring, plotted for an arc equal to the eleventh of 360 (i.e. 32.73) and for backward offsets of 0 to 5 at intervals from 1 .
Referring first to FIG. 2, it can be seen that the frame 11 of the engine is constituted by the engine casing. This has a removable cover 12 bolted in place, the bolts not being shown in Figure 2. The holes for the cover mounting bolts are shown at 10 in Figures 1 and 3.
The vertical crankshaft which characterizes the engine shown bears the general reference 13 and comprises a main bearing surface 14 which
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rotates in the main bearing shell 15. It further comprises a smaller bearing surface 16 which journals in the bearing shell 17 formed in the cover 12. A short extension 18 at the upper end of the shaft serves to drive certain non-mechanical mechanisms. shown synchronized with the engine and which are not covered by the present invention. The engine torque is transmitted by the lower end of the shaft 13.
The shaft consists of two pieces, which can be cast. Above the main bearing surface 14, there is a flange 19 integral with the crankshaft 13 and comprising a counterweight 21. The crankshaft crank pin 22 is also integral with the flange 19. The upper end of the crankpin has a reduced diameter as indicated by the dotted line 23 and is clamped and keyed to a second crankshaft flange 24. The flange 24 is integral with the upper part of the crankshaft in which the seat 16 is provided. There is nothing new about the way parts 23 and 24 are keyed to each other and this point of detail has not been shown.
It can be mentioned, however, that the bolt 25 is a secant bolt which not only clamps the element 24 on the reduced end of the crankpin 22, but also acts as a key.
The member 24 is provided with a counterweight 26 which is hollowed out, as will be described later, so as to house satellite gears which form part of the gear train characterizing the invention.
Figure 1 shows the general appearance of the engine seen in plan.
It can be seen that the cover 12 of the engine crankcase is removed. There are eleven cylinders 27 arranged in a star shape, each of these cylinders containing the conventional sheath piston 28. The pistons are shown in dotted lines. A part of one of the pistons is visible on the left of FIG. 2. Each piston is articulated by a corresponding connecting rod 31, by means of a small end pin 29 of the usual shape. These connecting rods are all articulated or fixed between the
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cheeks dtun element 32 which, in the absence of a more appropriate name, will be designated in what follows by the ring ".
It can be seen in Figures 2 and 3 that the ring 32 carries a bearing sleeve 33 which rotates on the crankshaft pin 22.
A collar provided at the lower end of the bearing 33 serves as a thrust bearing seat. The crankshaft being vertical, a single bearing of this kind is sufficient. The ring 32 has two outer flanges or cheeks 34 and 35 which are spaced apart from each other and which are drilled at regular intervals along their circumference with holes intended to receive the bearing cushions 36. pads provided in cheeks 34 are axially aligned with those placed in cheek 35. Each pad carries a flange 37 at its lower end, so that these pads have the effect of keeping the ends of the corresponding connecting rod against any lateral movement. 31 which is introduced therein.
In the inner end of each connecting rod 31 is fixed a journal pin 38 which journals in the bearing cushions 36.
The method of fixing the pin 38 in the end of a connecting rod 31 will be understood more clearly by examining Figures 2, 5 and 6. The end 41 of the connecting rod is drilled to receive the pin 38. and is split, as indicated, at 42, so that it can be tightened. Two charabrages 43 and 44 are made in the end of the connecting rod; the last recess is drilled so as to cut the bore which receives the pin 38. The bores 43 and 44 receive bolts 45 which have the effect of compressing or contracting the eye of the connecting rod around the axis 38. One of them also serves as a key which prevents the axis from moving.
The method of construction which has just been described allows great ease of assembly because it is possible to introduce the pin after having introduced the end of the connecting rod between the cheeks. After having installed the axle, it is locked by inserting and blocking the bolts 45.
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A set of teeth 46 is gaped µ. the periphery of the cheek 34.
The toothed wheel thus formed will hereinafter be called "orbital toothed wheel". This toothed wheel is ooaxial with the crank 22. A sun gear: 47 is fixed on the cover 12, so as to be coaxial with the crankshaft shaft 13. The pitch diameter of the sun gear. 47 is appreciably smaller than that of the orbital toothed wheel 46. The sun gear 47 is established under the form of a rim having an inner flange bolted at 48 to a flange provided on the inner face of the cover 12.
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stellite with two 01éuents journals in a housing provided for it inside the counterweight 26.
This block includes a relatively small satellite 49, a larger satellite 51, and a shaft 52.
Pinion 51 has the form of a crown bolted at 53 with a head forming an integral part of shaft 52. Pinion 49 is keyed to a conical portion 34 of shaft 52 and is held by a nut 55.
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The tree; 52 has two journal bearing seats which rotate in bearings 56 and 57, both formed in the counterweight 26. The pitch diameter of the pinion 49 has the same ratio.
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port to the diameter priro.iti: 'of the planetary 47 that the pririi- tive diameter of the satellite 51 to the pitch diameter of the n orbital toothed wheel n 6. -' The consequence, when the shaft 13 turns, the b4, uG 32 has a circular translation iouveint, but it did not turn. It follows that - the kinematic characteristics of,
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all at> 1.gno <Îs 20 are identical.
This point is important <; ur = 1 whatever the type of the star motor, but it is particularly important in the case of a two-rev motor. =: YS, of the scanning type, because it ensures the identity between the (; '21; rOande back sweeping lights in all the cylinders. The teeth of the pinions 46, 47, '.:. 9, and 51 are helical, and the gear is, therefore , soft and quiet. The pitch of the teeth is chosen so that the pinions 49 and 51 have, appropriately circled, similar helical pitches, so that the axial thrust in the blocks
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Dual Satellites 49, 51 and 52 is minimized.
By fixing the pins 38 in the end of the connecting rods 31 and providing bearings above and below each connecting rod, adequate support is provided for them. In a vertical shaft motor, such as that shown, each connecting rod 31 behaves like an embedded cantilever beam and supports itself. For example, the left connecting rod 31 shown in FIG. 2 is supported by the pin 38 and not by the piston 28 to which it is articulated. Piston wear is thus greatly reduced in a vertical shaft motor. It is also considered that this provision is useful, whatever the position of shaft 13. In fact, the vibrations of the connecting rods, when they are not correctly supported, cause the transmission of sensitive lateral loads to the piston during the operation of the engine.
Planetary gear trains have already been used in star motors to prevent the ring from rotating during its movement. ment of circular translation with the crankshaft, but the particular method of construction which has been described above has a certain number of important advantages. The use of a planet gear with a diameter smaller than that of the orbital toothed wheel makes it possible to reduce the overall radial size of the train to a minimum. The location of the planet gears in the plane common to the crankshaft axis and the crankpin axis allows the planet gears to be placed directly in front of the crankpin, so that these pinions are, in fact, part of the counterweight . This saves both space and mass.
In Figure 1, the left cylinder designated by the letter A is located at the cylinder head end dead center. The offset actually used of its axis 38 is too small to be visible in FIG. 1. Reference is made, par. following, in FIG. 7 in which the amplitude of this shift has been exaggerated. This figure shows the crankshaft at its dead center on the cylinder head side. The axis of the connecting rod
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of cylinder A is indicated in B.
The geometric axis of axis 38 of cylinder A is indicated at C. It is assumed that the motor rotates clockwise according to Figure 7. The magnitude of the offset is denoted by the angle [alpha ]. This offset is measured with respect to the line connecting the center of the crankshaft to the center of the axis of the small end B. The usual arrangement is such that the geometric axis of the axis 38 is on the line connecting the center of the crankshaft at the center of the small end axis in neutral, that is to say for [alpha] = 0.
The graph of FIG. 7 shows the forces exerted on the pinions on the ordinate, these forces being positive or negative.
The abscissas show the crankshaft rotation angles between 0 and 32.73. This last number is the eleventh of 360. It is the angular interval between two successive cylinders of the eleven-cylinder engine chosen as an example.
The curve [alpha] = 0 shows the variations in the load exerted on the gear train, when the crankshaft describes 32.73.
This curve is reproduced for each of the successive angular intervals of 32.73. The [alpha] = 0 curve has a satisfactory shape, but the maximum load exerted on the pinions is close to 350 kg / cm2. Dn shifting the ring backwards by 1, we obtain the curve [alpha] = 1. The shape of this curve is a little worse than that of [alpha] = 0. However, the maximum load has been reduced to around 238 kg / cm2.
The curve [alpha] = 2 presents a poorer appearance than the two preceding ones, but the maximum load is a little higher than 105 kg / cm2 and the minimum is only 35 kg / cm2. For the particular motor shown, the offset of 2 was adopted as being satisfactory. The engine could not run constantly under absolutely uniform conditions. A minimum load of 35 kg / cm2 on the gears ensures that the load cannot be overturned on the pinions at any time.
The curve [alpha] = 3 crosses the zero load line and indicates
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consequently a reversal of the load on the pinions. The curves [alpha] = 4 and = 5 both show consistently negative charges, but the shape of the curves is not satisfactory and the loads are excessive.
The shape of the loading curve will vary according to the number of cylinders and the engine characteristic indicator diagram. We would observe between a four-stroke engine and a two-stroke engine different characteristics. It is, therefore, impossible to state a mathematical law on this subject.
One can only state general principles and ascertain the existence of critical values as was done above.
As a general rule, both the shape of the curve and the load variation margin are better for an offset of 0 ([alpha] = 0). But the loading of the gears is exaggerated.
As the negative offset [alpha] is increased, both the maximum load and the minimum load decrease, but the minimum load decreases faster, resulting in a larger gap. The limit or critical value of the offset is that at which the minimum load is close to 0. In practice, it is desirable to maintain a certain fairly noticeable safety margin between the minimum load and zero. The magnitude of this margin is determined above all by the amplitude of the load variations of the engine in service. an embodiment of the invention has been described in detail which, of course, is only illustrative and not limiting.