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PERFECTIONNEMENTS AUX MOTEURS A COMBUSTION INTERNE.
La présente invention est relative aux moteurs à combustion interne et, en particulier, à un procédé et à des moyens pour faire varier l'espace mort dans un cylindre d'un moteur à combustion interne, l'objet de l'invention étant d'augmenter le rendement d'un moteur à combustion interne d'une manière simple, efficace et économique.,
L'invention consiste en un procédé pour faire varier l'espace mort dans le cylindre d'un moteur à combustion interne, ce procédé consistant à faire varier la distance entre une partie au moins de la couronne ou tête du piston et la connexion entre le piston et les moyens prévus pour transformer le mouvement de va-et-tient du piston en mouvement de rotation.
L'invention concenre, en outre, un piston pour un moteur à combustion interne, ce piston étant caractérisé en ce qu'au moins une partie de la couronne ou tête de ce piston est variable en ce qui concerne la distance ,séparant cette couronne de la connexion entre le piston et les moyens prévus pour convertir le mouvement de va-et-vient du piston en mouvement de rotation, de manière à changer l'espace mort du cylindre, dans lequel travaille ce piston.
L'invention a, au surplus, pour objet un moteur à combustion interne, comportant un ou plusieurs cylindres, dans lequel ou dans chacun desquels est prévu un piston, comprenant au moins deux parties, dont l'une est connectée à l'extrémité étroite de la bielle, tandis que l'autre, qui fait partie de la limite de la chambre de combustion, est mobile par rapport à la première partie, de façon à modifier l'espace mort.
L'invention a encore pour objet une structure, dans laquelle le changement de l'espace mor est réalisé de manière automatique en fonction de la variation de la pression maximum de gaz dans le cylindre ou dans chaque
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cylindre, ce changement étant effectué par les mouvements contrôlés d'un fluide, sous l'action de la pression de gaz et de l'inertie de la partie du piston.
L'invention concerne également une structure telle que définie dans le paragraphe précédent, dans laquelle le piston est formé de deux parties et dans laquelle le mouvement du fluide a lieu dans et en dehors d'une ou de plusieurs chambres ménagées entre les deux parties du piston, le mouvement du fluide étant contrôlé par des clape.ts de retenue d'entrée et des clapets de décharge chargés par ressort et/ou des orifices de décharge disposés et ajustés de façon à procurer les changeants requis dans la position de la partie réglable du piston, en fonction de la charge du moteur.
L'invention est aussi relative à un moteur à combustion interne, dans lequel l'espace mort du cylindre ou de chaque cylindre est variable grâce au procédé ou à une structure, tels que décrits plus haut, et dans lequel le moteur comporte une machine de fourniture d'air ou d'un mélange d'air et de carburant, cette machine étant ajustable, de manière à faire varier la quantité d'air ou de mélange fournie au moteur.
L'invention est encore relative à un moteur à combustion interne, dans lequel l'espace mort du cylindre ou de chaque cylindre est variable grâce au procédé ou à une structure tels que décrits plus haut, et dans lequel le moteur est muni d'un turbo-compresseur., la course de compression efficace étant moindre que la course de détente efficace.
Dans le type courant de moteur à combustion interne du type à piston, le taux de compression volumétrique est fixe. Dans certaines catégories de moteurs à combustion interne, un rendement amélioré peut être obtenu en ajustant le taux de compression en fonction de la charge du moteur.
Ainsi, dans le cas des moteurs à essence, la valeur choisie pour le taux de compression fixe est celle à laquelle le moteur commence juste à cogner, à la pleine admission du carburant. A -n'importe quelle charge inférieure au maximum, un taux de compression plus élevé peut être appliqué, ce qui améliore l'économie de carburant. Ainsi, à un tiers de la charge maximum, le moteur peut fonctionner sans cogner, avec un taux de compression environ deux fois aussi élevé que la valeur limite à la charge maximum, ce qui donne une réduction d'environ 30% de la consommation de carburant. Dans les moteurs à compresseur de ce type, des améliorations similaires ou même plus élevées peuvent être obtenues, étant donné que la gamme des pressions de charge est étendue.
Ceci est particulièrement le cas dans les moteurs d'avions du type à piston, étant donné que des compresseurs appropriés sont prévus pour maintenir en vol les pressions d'admission régnant au sol. Ces dispositifs ne peuvent normalement pas être utilisés pour obtenir une puissance supplémentaire pour le décollage, étant donné que le degré de compression utilisable au sol est limité par la détonation, lorsqu'un taux de compression fixe, donnant une économie satisfaisante, dans les conditions de croisière, est utilisé. Avec des pistons à taux de compression variable, on peut, toutefois, employer la pleine charge de pression pour le décollage, les pistons donnant automatiquement le faible taux de compression requis, tandis qu'un taux plus élevé que la valeur moyenne préalablement choisie est automatiquement procuré pour le vol.
Dans le cas d'un moteur à allumage par compression et muni d'un turbo-compresseur, le taux de compression fixe choisi est celui qui, à la charge maximum, donne des pressions maxima de cylindre, n'excédant pas une certaine valeur-limite, au delà de laquelle des charges excessives seraient imposées à la structure du moteur, A toutes les conditions de charge se présentant pendant la marche du moteur, la pression maximum tombe en dessous de la valeurlimite, en partie par suite de la pression réduite de l'air fourni par le turbo-compresseur et en partie à cause de la plus petite quantité de carburant brûlée pendant chaque processus de combustion. Ainsi, dans ce cas également, une augmentation du taux de compression avec une réduction de la charge du moteur est tolérable et augmente le rendement thermique.
De plus, un tel agencement résoud le problème de la mise en marche de moteurs soumis à une pression élevée, qui possèdent des taux de compression fixes peu élevés pour
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pouvoir fonctionner à pleine charge et ce problème déjà sérieux deviendra même encore plus sérieux, à mesure qu'augmente le degré de compression. Mê- me dans le cas de moteurs à compresseurs entraînés mécaniquement et de moteurs à allumage par compression chargés atmosphériquement, des améliorations sont obtenues en ce qui concerne le démarrage et l'économie de carburant en faisant varier de manière appropriée, le taux de compression.
L'invention procure des moyens, grâce auxquels le taux de compres- sion d'un moteur est modifié automatiquement surtout en fonction de la pres- sion de gaz maximum agissant sur le piston, de telle sorte qu'on obtienne, dans chaque condition de marche du moteur, le taux de compression le plus éle- vé possible. à cette fin, on fait usage d'un piston à réglage automatique, au lieu du piston normal. Le piston comporte au moins deux parties, dont l'une est connectée à la petite extrémité de la bielle par un moyen connu quel- conque, tandis que l'autre partie, qui forme une partie de la limite de la chambre de combustion, est mobile par rapport à la première partie, de façon à faire varier l'espace mort.
Le mouvement requis est contrôlé par le pas- sage d'huile (qui peut provenir du système de lubrification normal du moteur), dans et hors d'une chambre ou de chambres formées entre les,* deux parties du piston. Ces mouvements de l'huile peuvent être contrôlés par des clapets de retenue d'entrée et des clapets de décharge chargés par ressort et/ou des orifices de décharge, disposés et ajustés de façon à donner lieu aux change- ments de position requis de la partie ajustable du piston, en fonction de la charge du moteur.
D'autres avantages de l'agencement décrit ci-dessus résident dans le fait que dans les moteurs fonctionnant selon le cycle à quatre temps, des variations avec la vitesse de. la valeur de l'effet d'inertie du fluide et de la partie du piston non reliée à la bielle peuvent être agencées de manièreàà fournir la variation voulue dans la position relative des deux parties ou des parties plus nombreuses du piston en fonction de la variation de vitesse du moteur. De plus, ces forces d'inertie peuvent être utilisées pour aiderr à l'entrée de l'huile dans la ou les chambres, ce qui permet l'emploi d'une source d'huile sous faible pression.
L'agencement conforme à l'invention peut être appliqué à un pis- ton sans augmèntation considérable du poids de celui-ci, étant donné que l'épaisseur de la couronne ou tête du piston peut être réduite, par suite de la forme de construction utiliséeo
Dans les diverses formes de construction de pistons décrites plus loin, on supposera que les pistons travaillent dans des cylindres verticaux, avec la chambre de combustion à l'extrémité supérieure, mais ces pistons peuvent évidemment être employés dans des cylindres occupant une autre position quelconque.
Les dessins ci-annexés représentai à titre d'exemples seulement, un certain nombre de formes d'exécution de l'inventiono Dan ces dessins - la figure 1 est une coupe transversale d'une forme de piston; - la figure 2 est une coupe transversale du même piston, considérée à 90 par rapport à la coupe de la figure 1; - la figure 3 est une vue en plan suivant la ligne A-A de 'la figure 1; - la figure 4 est une coupe transversale d'une autre forme de piston; - la figure 5 est une vue en plan suivant la ligne A-A de la figure 4, et - les figures 6 et 7 sont des coupes transversales d'autres formes encore de*pistons.
Dansnune forme de cohstruction conforme à l'invention, on prévoit dans chaque cylindre d'un moteur à combustion interne, fonctionnant selon le
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cycle à quatre temps, un piston, tel que représenté aux figures 1, 2 et 3, formé de deux parties principales, affectant chacune la forme d'une cuvette ayant chacune leurs extrémités ouvertes tournées vers la manivelle ou autre dispositif servant à transformer le mouvement de va-et-vient en mouvement de rotation,une de ces cuvettes étant placée dans l'autre L'extrémité supérieure ou couronne 6 de la partie en forme de cuvette 5 forme la 'tête du piston proprement dit et présente une surface à contours normaux vis-vàvis de la chambre de combustion, et des segments dans les positions normales,
tandis que la partie intérieure 1 en forme de cuvette peut coulisser axialement dans la partie extérieure 5. La partie intérieure 1 est attachée, de la manière habituelle, par l'intermédiaire d'un tourillon 2, à la petite extrémité 3 d'une bielle 4. Le mouvement axial de la partie extérieure par rapport à la partie intérieure- a pour effet de modifier l'espace mort du cylindre, au dessus de la couronne 6.
Une chambre 7 est formée entre la surface supérieure de la partie intérieure 1 et la surface inférieure de la couronne 6, tandis qu'une chambre annulaire inférieure 8 est formée par une rainure prévue à la partie inférieure de la paroi intérieure en forme de cuvette, cette chambre inférieure 8 étant limitée; à sa partie intérieure et à sa partie supérieure, par les deux surfaces de la rainure prévue dans la partie inférieure,tandis que la surface extérieure de la chambre annulaire 8 est formée par la surface intérieure de la jue e de la partie extérieure et que la surface inférieure est formée par une bague annulaire 16 s'étendant vers l'intérieur, autorr de la partie inférieure de la jupe.
Cette bague peut avantageusement être vissée à la partie inférieure de ladite jupe, de manière à permettre l'introduction de cette bague, après la mise en place de la partie inférieure. Le contrôle .du mouvement entre les parties intérieure et extérieure est assuré par le passage d'huile dans et hors de la chambre supérieure 7 et de la chambre annulaire inférieure..
Un passage d'huile 9 est prévu dans la bielle 4, ce passage reliant la source d'huile de lubrification sous pression au coussinet prévu à la petite extrémité de la bielle et communiquant, par l'intermédiaire d'un passage annulaire 10 entourant le manchon du coussinet, avec un trou 10a ménagé à la partie supérieure de la petite extrémité de la bielle. Si le tourillon est fixé dans la petite extrémité de la bielle et si le manchon du coussinet est omis, le passage annulaire peut entourer le tourillon ou bien un trou peut être ménagé dans le tourillon. La périphérie extérieure de cette extrémité de la bielle est partiellement cylindrique ou partiellement sphéri- queo Un élément creux 10b prend appui sur ladite extrémité de manière à former un joint étanche autour du trou.
Cet élément creux s'adapte, de manière à pouvoir coulisser, dans un creux ménagé dans la partie supérieure de la tête de la partie intérieure en forme de cuvette et est sollicité de manière à faire constamment contact avec l'extrémité de la bielle, grâce à un ressort 10c. Au lieu de l'agencement décrit ci-avant, on peut prévoir des surfaces correspondantes fixes avec des jeux appropriés. L'huile est amenée par un alésage axial 10d, ménagé dans l'élément creux, à un clapet de retenue 11, d'où elle est amenée dans la chambre supérieure. De l'huile est également amenée, par un autre clapet de retenue 12, à la chambre inférieure 8.
Pour limiter la pression développée dans les chambres à huile par la force d'inertie de l'huile dans la bielle, en particulier aux vitesses élevées du moteur, le soulèvement, des clapets de retenue peut être limité. ou bien des orifices de restriction peuvent être prévus, en des endroits appropriés, dans les passages d'huile ménagés dans le piston ou la bielle pour alimenter les chambres.
Dans la surface extérieure de la partie intérieure en forme de cuvette est prévue une rainure annulaire formée entre la chambre inférieure et la tête de celle-ci, de manière à former deux saillies 18 et 19, tandis qu'un trou d'échappement 17 est ménagé dans la paroi de la partie intérieure, de manière à empêcher une accumulation de pression, par fuite d'huile au-delà des saillies,laquelle pression imposerait une charge aux parois des deux parties du piston. Lorsque les parois des parties intérieure et extérieure peuvent être suffisamment résistantes pour résister à cette charge, le trou d'échappement et la rainure en question peuvent être omis, en vue d'améliorer
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l'étanchéité des chambres à huile supérieure et inférieure.
Des bagues d'étanchéité peuvent être utilisées pour obturer les trajets de fuite formés par les jeux entre les parties intérieure et extérieu- re du piston, comme montré à la figure 4.
L'évacuation de l' huile hors de la chambre supérieure se fait par un clapet d'évacuation, formé de plaquettes circulaires superposées 13 en acier élastique, qui peuvent être de diamètre progressivement décroissant, disposées coaxialement à la partie intérieure 1 en forme de cuvette et for- mant une partie de la surface supérieure de cette partie intérieure.
La pla- quette circulaire supérieure prend appui, à sa périphérie, contre une bague d'appui 14 et l'huile passant à travers ce clapet s'écoule, par des trous 15, dans le carter du moteur, Quant à l'évacuation de l'huile hors de la chambre inférieure, elle se fait, vers le bas, par le jeu prévu entre la partie inté- rieure du piston et la bague 16 formant la limite infériere de la chambre à huile inférieure et,vers le haut, par le jeu prévu entre les parties inté- rieure et extérieure du piston.
L'évacuation de l'huile par ces trajets peut aussi être limitée, en rendant les jeux faibles et/ou en employant des bagues d'étanchéité, la majeure partie de l'évacuation se faisant par un orifice débouchant soit vers le bas directement dans le carter, soit vers le haut et par l'intermédiaire d'un ou de plusieurs trous d'évacuation ménagés dans la partie intérieure du piston, dans le carter.
Le système décrit ci-dessus fonctionne comme suit, Pendant la dernière partie de chaque temps d'échappement et la première partie du temps d'admission, la force due à l'inertie de la partie extérieure du piston et à l'inertie de l'huile dans la chambre supérieure et, dans une certaine me- sure, à l'inertie de la colonne d'huile dans la bielle, agit sur l'huile dans la chambre inférieure,en sorte qu'une certaine quantité d'huile s'échappe par le trajet de décharge et a pour effet de déplacer la partie extérieure sur une très petite distance (de l'ordre de quelques millièmes de pouce) vers le haut, par rapport à la partie intérieure. En même temps, la chambre à huile supérieure croit en volume et de l'huile s'y introduit, par le clapet de retenue 11.
Si la charge du moteur ovient d'être réduite, en sorte que la pression maximum est inférieure à celle requise pour faire fonctionner le clapet d'échappement, c'est-à-dire qu'une augmentation du taux de compression est requise, ce processus est répété à chaque cycle du moteur, sans autre opération, jusqu'à ce que soit atteint le taux de compression donnant la pression maximum prédéterminée, qui actionne le clapet d'échappement.
Le faible mouvement ascendant suivant élève légèrement le taux de compression au delà de la valeur requise et, dès lors, la pression maximum de cyhindre excède légèrement la valeur nécessaire pour vaincre le clapet d'échappement 13, qui alors s'ouvre et décharge une petite quantité d'huile, ce qui fait descendre légèrement le piston sur une faible distance par rapport à la partie intérieure. Si la charge du moteur reste alors constante à une faible valeur, la partie extérieure du piston continue à se mouvoir vers le haut et vers le bas très légèrement par rapport à la partie intérieure, à chaque cycle, sa position moyenne relative étant celle donnant la valeur de la pression de cylindre maximum déterminée par la pression d'ouverture du clapet d'échappement.
Si l'accélérateur du moteur est ouvert, la pression du cylindre tendra à s'élever bien au delà de la valeur requise pour ouvrir le clapet d'échappement 13, mais lorsque ce clapet s'ouvre et fournit une surface de décharge considérable, l'huile est rapidement évacuée de la chambre supérieure 7, en sorte que la partie extérieure du piston se meut rapidement vers le bas par rapport à la partie intérieure et que l'espace mort est accru, ce qui maintient la pression de cylindre maximum, voisine de la valeur prédéterminée,
Le piston se règle ainsi de lui-même à une allure limitée à une réduction de la charge du moteur, cette allure étant déterminée par la surface fournie pour l'échappement d'huile hors de la chambre inférieure.
Il n'est aucunement nécessaire que le taux de compression augmente rapidement et, au surplus, un mouvement ascendant relatif de grande amplitude de la
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partie extérieure du piston, à chaque cycle, serait indésirable car, à charge constante, il donnerait lieu à un mouvement descendant d'amplitude équivalente à chaque cycle, ce qui entraînerait une consommation appréciable d'énergie pour le pompage d'huile. D'un autre côté, il est souhaitable que le piston réponde aussi rapidement que possible à un accroissement brusque de la vitesse d'alimentation en carburant du moteur, afin d'éviter une pression de cylindre excessive et la détonation résultante et/ou des sollicitations élevées. La vitesse de réglage est déterminée par le clapet d'échappement 13.
L'agencement décrit plus haut donne une réponse très rapide, en raison de la grande surface découverte lors d'un faible mouvement, ainsi qu'une absence d'effet différentiel, qui a pour conséquence de fermer certains types de clapets à une pression sensiblement inférieure à la pression d'ouver- ture.
Jusqu'à ce que le taux de compression minimum prédéterminé soit atteint, la partie du piston soumiseà la pression de gaz est supportée par de l'huile dans la chambre supérieure 7 et, dès lors, la pression de gaz né produit pas de sollicitations à la flexion dans la couronne, qui sert uniquement à séparer le gaz et l'huile. La couronne doit donc être agencée de manière à ne supporter que sa propre charge d'inertie et celle de l'huile, qui agiront sur elle vers la fin du temps d'échappement et pendant la première partie du temp3 d'admission. Lorsque le taux de compression minimum prédéterminé est atteint, la surface intérieure de la tête de la partie extérieure du piston repose sur des surfaces appropriées, prévues à l'extrémité supérieure de la partie intérieure du piston.
Au lieu du clapet d'échappement à lamelles 13, des clapets 13 chargés par ressort de type connu peuvent être disposés dans et autour de la tête de la partie intérieure en forme de cuvette, comme mcntré aux figures 4 et 5, ces clapets se déchargeant directement dans l'espace prévu à l'intérieur de la partie intérieure et, de là, dans le carter du moteur.
A la figure 4, le passage d'huile de refroidissement à la couronne du piston se fait par l'intermédiaire d'une tige centrale creuse 24, qui est fixée à une extrémité à la tête de la partie extérieure 5 du piston et qui coulisse dans un alésage ménagé dans la partie intérieure 1 du piston, cette tige creuse servant à amener l'huile du coussinet 2 à des passages radicaux 26 'ménagés entre la surface intérieure de la tête 6 de la partie extérieure 5 et ure plaque 25 rainurée radialement et prenant appui sur celle-ci, cette plaque formant la limite supérieure de la chambre supérieure 7.
Les passages de refroidissement radiaux déchargent l'huile dans un espace annulaire 28, dans lequel l'huile est agitée selon un mouvement de va-et-vient, de manière à refroidir la zone des segments de piston, après quoi l'huile est ramenée au carter du moteur par un passage 27.
Dans cet agencement, tout comme dans le précédent, la couronne du piston est exempte de sollicitations à la flexion, la charge de gaz étant transmise à l'huile par l'intermédiaire de la couronne et de la plaque de passage d'huile, en sorte qu'une compression est seulement produite dans ces éléments. Dès lors, la couronne'du piston peut être plus mince que dans le type classique de piston et un courant donné d'huile de refroidissement est alors plus efficace pour maintenir des températures acceptables à la surface de la chambre de combustion de la couronne du piston.
Un orifice de décharge supplémentaire et réglable 29 peut être prévu pour augmenter la surface d'échappement pour l'huile hors de la chambre à huile inférieure, ce qui permet de régler la vitesse de retour du piston, lorsque la charge est enlevée.
Dans une autre forme d'exécution, destinée à être employée dans un moteur à allumage par compression, fonctionnant selon le cycle à deux temps et représentée à la figure 6, la partie extérieure 5 du piston affecte la forme d'un cylindre comportant un alésage axial, dans lequel la partie intérieure 1 du piston peut coulisser axialement, à tel point que l'espace mort subit des variations, en fonction des variations de la charge. La partie mobile de la tête du piston est constituée par un élément 1 en forme de cu-
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vette renversée, pouvant coulisser dans l'alésage de la partie cylindrique, cet élément 1 étant pourvu d'une bague 30 engagée dans une rainure ménagée à l'extrémité inférieure de la jupe de l'élément 1, cette bague limitant l'amplitude du mouvement ascendant de cet élément.
L'alésage intérieur de l'élément en forme de cuvette comporte une troisième partie 31 de forme cy- lindrique, qui s'adapte, de manière à pouvoir coulisser, dans ledit élément et forme la limite inférieure de;la chambre 7 formée entre sa surface supé- rieure et la tête de la partie nubile du piston, Cette troisième partie est usinée à sa face inférieure, de manière à prendre appui sur la surface exté- rieure cylindrique ou sphérique de la petite extrémité de la bielle. Cette troisième partie est pourvue d'un clapet d'évacuation 13 en forme de disque du type prévu dans la première forme d'exécution, ce clapet servant à déchar- ger l'huile de la chambre à huile 7 vers le carter, lorsque la pression d'hui- le excède une valeur choisie.
Un clapet de retenue 32 est prévu entre la chambre à huile et l'alimentation d'huile depuis le coussinet prévu à l'ex- trémité de la bielle.
Dans cette application à un moteur à deux temps, aucune chambre à huile inférieure n'est nécessaire, étant donné que la résultante de la pres- sion du gaz, et des forces d'inertie agissant sur l'élément en forme de cuvette et sur la troisième partie précitée est toujours une force agissant vers le bas. Le mouvement descendant de l'élément en forme de cuvette., lorsque la pression du cylindre croît au-dessus de'la valeur-limite, est permis, comme dans les cas 'précédents, par l'ouverture du clapet d'échappement 13, Le mouvement ascendant du piston est réalisé par passage d'huile sous pres- sion, par l'intermédiaire du clapet d'entrée 32, vers la chambre 7.
Ceci peut se produire, avec la pression d'huile du système de lubrification normal, pendant la période de balayage,'- lorsque la pression de gaz est très faible, étant donné que la charge d'inertie de l'élément en forme de cuvette est faible. La masse de la troisième partie 31 est considérablement plus grande, mais, aux faibles vitesses, cette partie peut être soulevée légèrement, ce qui permet à l'huile venant de'la bielle de réchapper entre les surfaces d'appui de ladite partie et l'extrémité de la bielle. Ceci n'est pas préjudiciable. Un dispositif d'étranglement réglable peut être adapté à un ou plusieurs des passages d'huile 33, 34 ou 35, de manière à obtenir des sections de passage appropriées.
Ainsi, la variation du taux de compression peut être obtenue sans produire des variations dans le réglage des orifices commandés par le piston, mais s'il est souhaitable de faire varier ce réglage en fonction du taux de compression, la périphérie de la couronne du piston peut faire partie de la partie relativement mobile du piston.
La figure 7 montre un agencement, dans lequel le clapet de retenue 12, contrôlant le flux d'huile vers la chambre inférieure 8, est prévu à l'intérieur du tourillon 2, tandis que le flux d'huile vers la chambre supérieure 7 est contrôlé par le clapet de retenue 11 et par l'orifice de section réduite pratiqué dans la plaque 11a, de manière à limiter le flux d'huile vers la chambre supérieure. Four le reste, l'agencement est normal et fonctionne de la manière précédemment décrite en référence aux figures 1, 2 et 3.
Le même'résultat peut encore être obtenu en rendant la longueur de la bielle variable, la ou les chambres à huile nécessaires étant équipées des clapets de retenue et d'échappement nécessaires. D'auyres détails pour la mise en oeuvre de l'invention peuvent être modifiés, sans que l'on s'écarte de la portée de l'invention.
Deux des exigences pour un rendement thermique maximum dans les moteurs à combustion interne du type à piston sont les suivantes :
Tout d'abord, à chaque point de la gamme de charges du moteur,' le travail dépensé pour fournir l'air ou le mélange d'air et de carburant ne doit pas être excessif, et
En second lieu, le taux de détente le plus élevé possible doit
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être utilisé et pour l'obtenir l'air ou le mélange d'air et de carburant doit être comprimé par le piston dans la mesure la plus élevée possible, en tenant compte des limitations fondamentales du cycle. Ces limitations sont déterminées par la détonation dans le moteur à cycle d'Otto et par les sollicitations mécaniques de limitation dans le moteur à allumage par compression.
Dans les moteurs normaux, ces limites ne se rencontrent qu'à la pleine charge, tandis que des taux de compression plus élevés sont souhaitables aux charges partielles. Cette seconde exigence, de même que la première, implique que la quantité d'air ne soit pas inutilement grande, par ceci rendrait impossible l'emploi du taux de compression maximum approprié à la charge.
Il est essentiel de satisfaire à ces deux exigences, si le rendement maximum possible doit être obtenu. Ces exigences ne peuvent pas être satisfaites avec un moteur présentant un taux de compression fixe ou dans lequel la quantité de charge fraîche utilisée par cycle est constante ou contrôlée par une soupape à étranglement.
Un rendement amélioré d'un moteur à combustion interne comportant des moyens pour faire varier le taux de compression peut être,obtenu, en y adjoignant une machine à délivner l'air ou le mélange d'air et de carburant, cette machine étant ajustée de manière à faire varier la quantité d'air ou de mélange fournie au moteur. Le taux de compression peut être ajusté auto- matiquement, de manière à augmenter lorsque la charge décroît et de manière à diminuer lorsque la charge croît, de manière à maintenir une pression maximum sensiblement constante dans le cylindre ou les cylindres du moteur, tandis que la machine précitée est réglée directement ou indirectement depuis les commandes normales du moteur. La machine de distribution variable peut avantageusement êêtre du type décrit dans le brevet britannique n 665.484.
Si on suppose que, pour la marche à pleine charge, tous les motteurs sont construits de manière à présenter le taux de compression fixe le plus élevé possible et la quantité optimum de charge fraîche compatible avec les autres particularités de leur type et de leur construction, il n'y a pas lieu de chercher à améliorer le rendement thermique à pleine charge, mais bien de l'améliorer aux charges partielles.
De nombreux'moteurs fonctionnent à charge partielle pendant une grande partie de leur viea Les suggestions formulées ci-après sont particulièrement avantageuses dans les moteurs chargés sous pression et la combinaison proposée permet d'augmenter le degré de chargement sous pression, de façon que le rapport entre la pleine charge et la charge nulle est augmenté, tandis que le démarrage des moteurs chargés sous haute pression est grandement facilité.
Le brevet britannique n 665.484 décrit un type de machine d'alimentation variable, qui peut être agencée pour fonctionner comme compresseur et/ou comme détendeur et dans laquelle la compression et la détente sont des actions positives se produisant dans la machine. La machine peut être commandée de manière à présenter un débit variable, en sorte que, par exemple, la charge fraîche fournie à un moteur à combustion interne peut être livrée en quantité limitée de façon appropriée pour n'importe quelle condition de charge du moteur sans dépense inutile de travail et avec un certain retour de travail au moteur,lorsque la machine fonctionne comme détendeur.
La construction d'un moteur impliquant une compression variable et une alimentation variable de charge fraîche est particulièrement avantageuse, étant donné que l'amélioration de rendement pouvant être obtenue par l'application des deux agencements est supérieure à la somme des améliorations procurées par les deux agencements séparés.
Dans le cas d'un moteur à allumage par compression fonctionnant selon le cycle à quatre temps et alimenté ou chargé sous pression par un com- presseur à déplacement positif, entraîné mécaniquement par le moteur, la quantité et la pression de l'air fourni restent sensiblement constantes à toutes les charges du moteur et sont, par nécessité, celles requises pour la marche à pleine charge. Aux charges partielles, un travail inutile est exécuté, pour la compression d'air, qui n'est pas nécessaire pour les besoins de la combustion ou du balayage, en sorte que le rendement du cycle est inférieur
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au maximum.
En adaptant un compresseur à alimentation variable au moteur, au lieu d'un compresseur normal, on peut réduire la quantité d'air fournie au moteur, aux charges partielles, et réduire ainsi l'énergie requise par le compresseur, ce qui procure une augmentation du rendement du cycle. ' . Toutefois, seule une réduction limitée de la quantité d'air peut être tolérée par le moteur, avant que la température et la pression de l'air deviennent trop faibles, pour le faible taux de compression fixe, choisi pour satisfaire aux conditions de pleine charge, de manière à les amener aux va- leurs auxquelles une combustion satisfaisante peut avoir lieu.
Une compression variable a en elle-même pour effet d'améliorer le rendement, en augmentant le taux de compression aux charges partielles.
Avec les moteurs alimentés sous forte pression et présentant un taux de com- pression fixe, il est nécessaire d'utiliser un taux relativement bas, pour éviter des sollicitations trop élevées aux charges élevées à tel point que le démarrage devient difficile. Toutefois, lorsqu'on prévoit une compres- sion variable, cette difficulté est surmontée en prévoyant un taux de compres- sion élevé pour le démarrage. Toutefois, une compression variable ne peut pas donner l'amélioration mentionnée plus haut, qui résulte de la réduction de la quantité d'air aux charges partielles.
Si une machine d'alimentation variable est utilisée avec une com- pression variable, non seulement le rendement du cycle est amélioré, du fait que la quantité d'air est réduite, mais la limite à laquelle la quantité d'air peut être réduite est étendue. La compression variable permet le plein emploi de l'alimentation variable et vice-versa, étant donné que la réduction de la quantité d'air aux charges partielles, procurée par la machine d'alimenta- tion variable; permet au dispositif de compression variable d'utiliser des taux de compression plus élevés que ceux qui pourraient âtre employés avec des quantités normales d'air et produit les conditions de température et de pression requises pour une combustion satisfaisante.
Dans un moteur, alimenté sous pression par une soufflerie centrifuge de gaz d'échappement et utilisant un agencement permettant une compression variable, les conditions satisfont dans une certaine mesure les exigences d'un rendement thermique maximum, étant donné qu'une diminution de la charge du moteur est accompagnée d'une diminution de l'énergie de décharge et, par conséquent, de la quantité et de la pression de l'air fourni au moteur.
Toutefois, les relations ou rapports entre la charge et la quantité d'air n'approchent de la valeur optimum que pour une vitesse seulement et, pour obtenir les meilleures conditions pour toutes les charges et vitesses, la turbine à gaz d'échappement doit être équipée de moyens pour procurer une section de gicleur variable et doit entraîner soit un compresseur aérodynamique avec diffuseurs variables, soit un compresseur à déplacement positif.
Dans le moteur fonctionnant selon le cycle d'Otto à quatre temps, le rapport air-carburant doit être maintenu approximativement constant à toutes les charges. Alors que des rapports air-carburant quelque peu supérieurs au rapport stoéchiométrique donnent une amélioration du rendement thermique, un grand excès d'air donne lieu à une combustion lente, tandis qu'un appauvrissement plus important encore du mélange ne permet plus d'allumage, Dans le moteur habituel, l'air non désiré est exclu aux charges partielles, grâce à un dispositif d'étranglement qui augmente grandement la perte de pompage du moteur.
Ainsi, le travail dépensé à fournir la charge fraîche de mélange air-carburant aux charges partielles est plus important que ce qu'il devrait être et la première des exigences susmentionnées pour l'obtention d'un rendement thermique maximum n'est pas réalisée. L'emploi d'une machine d'alimentation variable remédie à cet inconvénient et il est à noter que lorsque le débit de la machine tombe en dessous de la capacité volumétrique du moteur, cette machine devient une machine de détente. Dans ce cas, la quantité requise de charge fraîche est amenée dans la machine à une pression voisine de la pression atmosphérique et est détendue vers la tubulure d'admission du moteur jusqu'à une pression subatmosphérique. Ce processus de détente produit un travail utile, qui est transmis à l'arbre du moteur et compense largement la perte de pompage du moteur.
La charge minimum, qui peut être atteinte en
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augmentant le degré de détente, est limitée par le fait que cette détente refroidit fortement l'air, en sorte que l'allumage et la combustion sont affectés de manière préjudiciable. Si la machine d'alimentation ou de distribution variable est utilisée conjointement avec l'agencement servant à produire une compression variable, ce défaut est surmonté, car le taux de compression accru, obtenu lorsque décroît la pression de la charge, fournit une température de compression adéquate, même aux charges les plus faibles.
L'emploi de l'agencement permettant de réaliser une compression variable procure une meilleure économie aux charges partielles vis-à-vis du moteur normal fonctionnant selon le cycle d'Otto, mais l'amélioration n'est pas aussi sensible avec la combinaison dudit agencement et de la machine de distribution variable, parce que les pertes normales de pompage sont subies, tandis que le taux de compression atteint à n'importe quelle charge partielle e.st inférieur à celui que l'on obtient, lorsqu'on emploie aussi la machine d'alimentation variable. Cette machine, lorsqu'elle détend la charge, a pour effet de refroidir appréciablement cette dernière, en sorte qu'une quantité donnée de charge occupe un volume moindre que normalement.
Ainsi, la pression de la charge fraîche est inférieure à celle que l'on obtient avec la charge non refroidie et un taux de compression plus élevé peut être utilisé avant que soient atteintes les conditions-limites auxquelles 1& détonation se produit.
De cette manière, l'intervalla pratique de travail de la machine et de l'agencement en question est étendu et la combinaison donne un résultat supérieur à la somme des améliorations pouvant être obtenues par l'utilisation séparée de ces deux dispositifs.
La description donnée ci-avant concerne le moteur fonctionnant selon le cycle d'Otto chargé ou alimenté à la pression atmosphérique, Il va de soi qu'une amélioration encore plus sensible peut être obtenue dans un moteur chargé ou alimenté sous pression, parce que l'intervalle des pressions de la charge est plus grand, c'est-à-dire que la relation entre les conditions de pleine charge et de charge nulle est plus grande. Le moteur alimenté sous pression est déjà pourvu d'un compresseur, en sorte que celuici doit être remplacé par une machine de distribution variable, aucun autre dispositif n'étant nécessaire.
Lorsqu'on moteur est équipé d'une machine de distribution ou alimentation variable, par laquelle la charge fraîche est amenée:au moteur, la question de savoir si le moteur est chargé sous pression ou non dépend des déplacements relatifs du moteur et de la machine. Si le déplacement maximum de la machine, par unité de temps, est plus grand que celui du moteur, le moteur est chargé ou alimenté sous pression; par contre, si ce déplacement est équivalent ou inférieur à celui du moteur, le moteur n'est pas chargé sous pression.
Dans le cas de moteurs à deux temps fonctionnant soit selon le cycle à allumage par compression, soit selon le cycle d'Otto, les avantages de la combinaison ne s'appliquant qu'aux moteurs chargés sous pression et il est à noter que maints moteurs à balayage par soufflerie sont chargés sous pression, conformément à la définition précédenteo Dans les moteurs à deux temps, la pression de l'agent de balayage ne peut pas être fortement réduite en dessous de la pression atmosphérique étant donné que la pression des gaz dans le système d'échappement, à part les fluctuations, est voisine de la pression atmosphérique.
'Grâce à l'emploi d'un compresseur de distribution variable pour fournir la charge sous pression, on évite le gaspillage d'énergie pour comprimer une quantité excessive de charge fraîche aux charges partielles, mais, avec ce dispositif seul, la charge de pression maximum, qui peut être atteinte, est limitée par le taux de compression fixe du moteur.
Ce taux de compression fixe doit être réduit, lorsqu'augmente le degré de chargement sous pression et une limite estatteinte, lorsqu'un piètre démarrage et un faible rendement thermique dans toute la gamme de charges rendent peu économique une nouvelle augmentation de la pression d'alimentation. Si l'agencement permettant une compression variable est également utilisé, un taux de compression élevé est procuré pour le démarrage et, à toutes les charges, le taux de détente le plus élevé est obtenu.
Le moteur est encore relative-
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ment peu économique à pleine charge, à moins que l'on fasse usage de l'éner- gie dans les gaz d'échappement, cette énergie augmentant lorsque la pression de chargement est accrue, par suite de la nécessité d'opérer avec des taux de compression et de détente réduits.
Pour une utilisation efficace des pressions élevées de chargement, une certaine forme de compoundage doit être utilisée. Ceci se fait ordinai- rement à l'aide d'une turbine de gaz d'échappement et les cycles sont dénom- més cycle de moteur compound et de générateur de gaz. Dans le moteur compound, la puissance de la turbine devient une partie de la puissance d'ensemble bru- te et la turbine peut engrener avec le vilebrequin du moteur ou peut consti- tuer un élément séparé. -Avec le cycle de générateur de gaz, toute la puis- sance utile du moteur est utilisée pour commander le chargeur de pression et la puissance totale est prélevée de la turbine. L'emploi de ces deux cy- cles est entravé, par les difficultés de démarrage et d'obtention d'une éco- nomie de charge légère.
La difficulté de démarrage est la résultante du taux de compression bas, qui doit être employé pour limiter la pression maximum à la pleine charge, Quant à la seconde difficulté, elle résulte d'une combi- naison du faible taux de compression et de la quantité excessive d'air four- nie par le compresseur à déplacement positif à la vitesse minimum du moteur.
Les désavantages sont surmontés par 1-'emploi d'un taux de com- pression variable et d'un compresseur de distribution ou d'alimentation va- riableo L'emploi d'un taux de compression variable assure l'existence d'un taux de compression élevé pour le démarrage, tandis que le taux de compres- sion convient pour le degré d'alimentation sous pression existant en tous les points de la gamme de charges. Quant au compresseur de distribution variable,il permet une réduction de la quantité d'air délivrée par cycle, en sorte qu'à la vitesse minimum du moteur, le débit d'air total et la pression d'alimentation sont réduits.
Ceci donne lieu à une réduction du travail du compresseur et ainsi le moteur requiert moins de carburant pour maintenir le système en fonctionnement, ce qui améliore l'économie aux faibles charges et lors de la marche à vide. Ceci ne peut pas se faire, sans un dispositif de compression variable monté dans le moteur, lorsque la pression d'alimentation devient trop faible pour qu'un allumage par compression ait lieu.
On ne peut bénéficier pleinement de l'avantage du taux de compression variable, si un compresseur de distribution ou alimentation constante est employé, étant donné que le poids d'air délivré par cycle, à charge nulle, est alors le même qu'à pleine charge. Le débit du moteur doit être suffisant pour maintenir ce flux d'air et ainsi une quantité appréciable de carburant est utilisée pour produire de l'énergie d'échappement, qui est gaspillée. Des variations du taux de compression dans ces conditions modifient le rendement avec lequel l'énergie d'échappement perdue est produite, mais ne peuvent pas annihiler la perte elle même, Ce n'est qu'en réduisant la quantité d'air délivrée par cycle que l'énergie d'échappement perdue peut être réduite dans une mesure appréciable et si le dispositif de compression variable est pleinement utilisé.
Lorsque le degré de chargement sous pression de moteurs à quatre temps est accru, on atteint un état, dans lequel l'énergie présente dans les gaz d'échappement excède considérablement celle nécessaire pour fournir la charge sous pression et, pour que le cycle reste économique, il est nécessaire d'effectuer un compoundage avec une turbine ou un autre type de machine de détente. Cet état de choses se présente à une charge plus élevée qu'avec le moteur à deux temps, mais les conditions et avantages décrits plus haut pour le moteur à deux temps se vérifient également pour le moteur à quatre temps.
Dans une forme d'exécution modifiée de l'invention, le moteur à combustion interne est turbo-chargé et comporte des moyens pour faire varier le taux de compression et le taux de détente, la course de compression efficace étant moindre que la course de détente efficace. Le système de turbo-chargement ou alimentation par turbiné est, de préférence, agencé de manière à produire un transfert aussi grand que possible d'énergie des gaz d'é-
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chappement à l'air de la charge, tandis qu'une autre particularité réside dans le fait que l'air est, de préférence, refroidi pendant et/ou après sa compression et avant de passer dans le cylindre du moteur.
Comme expliqué précédemment, l'emploi d'un dispositif pour faire varier les taux de compression et de détente dans le cylindre de travail d'un moteur à combustion interne turbo-chargé confère l'avantage, résidant dans le fait qu'à toutes les charges, le taux de détente le plus élevé, et, dès lors, le rendement thermique le plus élevé peuvent être obtenus, en même temps que la pression maximum permise dans le cylindre. Dès lors, aux charges inférieures à la charge maximam du moteur correspondant à taux fixe, le moteur à taux variable a un rendement plus élevé Pour une pression limite maximum donnée dans le cylindre, le moteur à taux variable peut aussi supporter des charges plus élevées que le moteur à taux fixe, par suite d'une réduction du taux en dessous de la valeur du taux fixe, ce dernier constituant une moyenne pour la gamme de charges.
Une autre condition avantageuse dans un moteur turbo-chargé peut être obtenue comme suite Le système de turbo-chargement est agencé de manière à produire le transfert maximum. d'énergie des gaz d'échappement à l'air de la charge, dont la pression est ainsi accrue, et le taux de compression efficace dans le cylindre du moteur est réduit par modification des réglages des clapets ou orifices, de façon à atteindre sensiblement la même pression de compression.
Cette compression externe accrue de l'air de la charge et la réduction du taux de compression du moteur donnent lieu à une économie dans le travail net accompli par le piston sur la charge d'air et à une réduction conséquente dans la consommation de carburant, étant donné que la compression externe accrue est obtenue à partir de l'énergie des gaz d'échappement, avec peu ou pas d'augmentation de la consommation du carburant. Des essais ont montré que, lorsque le degré de chargement.sous pression est accru, l'énergie disponible, lorsque le moteur tourne à pleine charge, est supérieure à celle requise pour comprimer l'air de la charge à la pression qui, en utilisant pleinement la course de compression, donnera la pression maximum permise dans le cylindre.
Le processus a l'avantage de permettre à un agent de refroidissement donné dans un refroidisseur subséquent d'extraire plus de chaleur de la charge d'air, à cause de la température plus élevée de la charge plus fortement comprimée. Dès lors, avec une pression de cylindre donnée, à l'extrémité de la course de compression efficace réduite, la température de compression est moindre et un poids plus élevé d'air est présent dans le cylindre, en sorte qu'une charge plus élevée peut être supportée, avant que les températures limites du moteur soient atteintes. Au surplus, le travail de compression du piston est encore réduit.
Un degré donné de refroidissement de la charge peut aussi être obtenu avec un plus petit refroidisseur ou un agent de refroidissement se trouvant à une température plus élevée que celle nécessaire dans les conditions normales. Afin de récupérer une plus grande partie de l'énergie des gaz d'échappement, sous forme d'énergie dans l'air de charge, l'efficacité du système à turbo-compresseur peut être améliorée par l'emploi d'un refroidisseur de queue ou de refroidisseurs intermédiaires entre deux ou plus de deux stades de compression.
Une limitation sérieuse de cette méthode, lorsqu'elle est appliquée à un moteur à allumage par compression et qui a entravé son application, réside dans le fait que l'emploi d'un taux de compression sensiblement inférieur au taux de détente n'est praticable qu'aux charges élevées du moteur, étant donné qu'aux charges partielles, la pression de l'air quittant le turbo-compresseur est insuffisante pour donner la pression et la température requises à la fin de la course de compression efficace réduite, de manière à assurer une combustion satisfaisante. En fait, il est nécessaire de prévoir des moyens pour ramener les réglages des clapets ou orifices à leurs conditions normales, de manière à permettre le démarrage et la marche à charge légère d'un moteur à allumage par compression.
Cette complication mécanique et la limite inférieure de la gamme des charges, au-dessus de laquelle le rendement amélioré du cycle peut être
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obtenu, sont écartées en combinant le système décrit ci-dessus, qui se caractérise essentiellement par le fait que le rapport taux de détente . est taux de compression sensiblement supérieur à l'unité, grâce aux moyens décrits plus haut par lesquels les taux de compression et de détente sont modifiés, de façon qu'une pression maximum approximativement constante soit maintenue dans le cylindre dans toute la gamme des charges.
Dans un moteur, dans lequel ces particula- rités sont combinées, le dispositif permettant de faire varjer le taux assurera que'les pressions de cylindre maximum présenteront la valeur élevée prédéterminée, même aux charges les plus faibles, et en conséquence, la température et la pression de compression seront même plus élevées qu'à pleine charge, en sorte qu'un rendement amélioré est assuré aux charges partielles, sans modifier les réglages préférés des clapets ou orifices.
A. pleine charge, dans un tel moteur, le taux de détente peut approximativement être le même que dans un moteur ne présentant aucune des particularités en question, mais aux faibles charges, afin de maintenir la pression maximum, prédéterminée dans le cylindre, le dispositif servant à faire varier le taux agira de manière à comprimer la charge d'air dans un espace mort très petit, à cause de la faible pression de charge d'air aux faibles charges et du fait qu'une particularité de la combinaison est une course de compression efficace réduite, c'est-à-dire qu'un volume réduit de charge est emprisonné dans le cylindre.
Grâce à ce très petit espace mort et au fait que la course de détente efficace normale est maintenue constamment -(bien que les réglages optima des clapets ou orifices puissent être quelque peu modifiés par application des particularités spéciales), le taux de détente aux faibles charges sera très élevé et le rendement thermique sera êlavêm Ainsi, le rapport avantageux
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taux de détente. >1 est maintenu dans toute la gamme des charges. taux de compression
Les considérations formulées plus haut s'appliquent aux moteurs à allumage par compression à deux temps età quatre temps. Des dispositifs appropriés pour faire varier le taux de compression pour ces deux types de moteurs sont décrits plus haut.
La réduction requise de la course de compression efficace peut être obtenue dans les moteurs à quatre temps, en fermant le clapet à air, en un point de la course du piston, où le volume du cylindre est sensiblement inférieur au volume total. Le réglage précis dépend, comme expliqué précédemment, de la pression à laquelle l'air de la charge peut être amené par le turbo-compresseur et doit être tel qu'à pleine charge, le dispositif permettant de faire varier le taux de compression étant ajusté de manière à fournir la pression maximum permise dans le cylindre, l'espace mort soit suffisant pour contenir la charge d'air nécessaire pour la combustion du carburant, mais n'excède pas fortement cette dimension, étant donné qu'avec la course donnée du piston, l'emploi d'un espace mort inutilement grand donnerait lieu à un taux de détente inutilement faible.
Dans les moteurs à deux temps, la course de compression efficace réduite peut être obtenue en fermant le clapet d'échappement, lorsque le volume présent dans le cylindre est sensiblement inférieur au volume total ou par un agencement équivalent des orifices d'admission ou d'échappement. On peut faire usage des dispositifsconnus à adjoindre au turbo-compresseur d'un moteur à deux temps, dans l'agencement suivant l'invention. Ainsi, on peut employer une soufflerie à déplacement positif entraînée mécaniquement par le moteur et montée en série ou en parallèle avec le turbo-compresseur.
La description précédente de l'invention concerne particulièrement les moteurs à allumage par compression, mais il est bien entendu que des avantages peuvent aussi être obtenus par l'application de l'intention à des moteurs à combustion interne turbo-chargés équipés de moyens pour faire varier l'espace mort dans un cylindre ou dans des cylindres du moteur, dans lesquels la charge est constituée par un mélange combustible, par exemple dans les moteurs à essence alimentés d'un mélange carburé.
REVENDICATIONS.
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IMPROVEMENTS TO INTERNAL COMBUSTION ENGINES.
The present invention relates to internal combustion engines and, in particular, to a method and to means for varying the dead space in a cylinder of an internal combustion engine, the object of the invention being to increase the efficiency of an internal combustion engine in a simple, efficient and economical way.,
The invention consists of a method for varying the dead space in the cylinder of an internal combustion engine, this method comprising varying the distance between at least part of the crown or head of the piston and the connection between the piston and the means provided for transforming the reciprocating movement of the piston into a rotational movement.
The invention further relates to a piston for an internal combustion engine, this piston being characterized in that at least part of the crown or head of this piston is variable as regards the distance, separating this crown from the connection between the piston and the means provided for converting the reciprocating movement of the piston into rotational movement, so as to change the dead space of the cylinder, in which this piston works.
The invention further relates to an internal combustion engine, comprising one or more cylinders, in which or in each of which is provided a piston, comprising at least two parts, one of which is connected to the narrow end. of the connecting rod, while the other, which forms part of the boundary of the combustion chamber, is movable relative to the first part, so as to modify the dead space.
Another subject of the invention is a structure, in which the change of the mor space is carried out automatically according to the variation of the maximum gas pressure in the cylinder or in each
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cylinder, this change being effected by the controlled movements of a fluid, under the action of gas pressure and the inertia of the piston part.
The invention also relates to a structure as defined in the previous paragraph, in which the piston is formed from two parts and in which the movement of the fluid takes place in and outside one or more chambers formed between the two parts of the piston, the movement of the fluid being controlled by inlet check valves and spring loaded relief valves and / or relief ports arranged and adjusted to provide the required shifts in the position of the adjustable part piston, depending on engine load.
The invention also relates to an internal combustion engine, in which the dead space of the cylinder or of each cylinder is variable by virtue of the method or of a structure, such as described above, and in which the engine comprises a combustion machine. supply of air or of a mixture of air and fuel, this machine being adjustable, so as to vary the quantity of air or mixture supplied to the engine.
The invention also relates to an internal combustion engine, in which the dead space of the cylinder or of each cylinder is variable thanks to the method or to a structure as described above, and in which the engine is provided with a turbo-compressor, the effective compression stroke being less than the effective expansion stroke.
In the common type of piston-type internal combustion engine, the volumetric compression ratio is fixed. In certain categories of internal combustion engines, improved efficiency can be obtained by adjusting the compression ratio according to the engine load.
Thus, in the case of gasoline engines, the value chosen for the fixed compression ratio is the one at which the engine just begins to knock, at full fuel intake. At any load less than the maximum, a higher compression ratio can be applied, which improves fuel economy. Thus, at one third of the maximum load, the engine can run smoothly, with a compression ratio about twice as high as the limit value at maximum load, which gives a reduction of about 30% in fuel consumption. fuel. In compressor engines of this type, similar or even greater improvements can be obtained as the range of charge pressures is extended.
This is particularly the case in piston-type aircraft engines, given that suitable compressors are provided to maintain the intake pressures prevailing on the ground in flight. These devices cannot normally be used to obtain additional power for take-off, since the degree of compression usable on the ground is limited by the detonation, when a fixed compression ratio, giving satisfactory economy, under the conditions of cruise, is used. With variable compression ratio pistons, however, it is possible to use the full pressure load for take-off, the pistons automatically giving the required low compression ratio, while a higher than the pre-selected average value is automatically obtained. procured for theft.
In the case of a compression ignition engine fitted with a turbo-compressor, the fixed compression ratio chosen is that which, at maximum load, gives maximum cylinder pressures, not exceeding a certain value - limit, beyond which excessive loads would be imposed on the engine structure.At all load conditions occurring during engine operation, the maximum pressure drops below the limit value, partly as a result of the reduced pressure of the air supplied by the turbo-compressor and partly because of the smaller amount of fuel burnt during each combustion process. Thus, also in this case, an increase in the compression ratio with a reduction in the engine load is tolerable and increases the thermal efficiency.
In addition, such an arrangement solves the problem of starting high pressure engines, which have low fixed compression ratios for
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to be able to operate at full load and this already serious problem will become even more serious as the degree of compression increases. Even in the case of mechanically driven compressor engines and atmospheric charged compression ignition engines, improvements are achieved in starting and fuel economy by appropriately varying the compression ratio.
The invention provides means by which the rate of compression of an engine is modified automatically, above all as a function of the maximum gas pressure acting on the piston, so that, in each condition of engine running, the highest possible compression ratio. for this purpose, a self-adjusting piston is used, instead of the normal piston. The piston has at least two parts, one of which is connected to the small end of the connecting rod by some known means, while the other part, which forms part of the boundary of the combustion chamber, is mobile relative to the first part, so as to vary the dead space.
The required movement is controlled by the passage of oil (which may originate from the normal engine lubrication system), into and out of a chamber or chambers formed between the two parts of the piston. These movements of the oil can be controlled by inlet check valves and spring loaded relief valves and / or relief ports, arranged and adjusted to give rise to the required changes in the position of the valve. adjustable part of the piston, depending on the engine load.
Further advantages of the arrangement described above reside in the fact that in engines operating according to the four-stroke cycle, variations with the speed of. the value of the inertia effect of the fluid and of the part of the piston not connected to the connecting rod can be arranged so as to provide the desired variation in the relative position of the two or more parts of the piston as a function of the variation engine speed. In addition, these inertial forces can be used to aid in the entry of oil into the chamber (s), allowing the use of a low pressure oil source.
The arrangement according to the invention can be applied to a piston without considerably increasing the weight thereof, since the thickness of the crown or head of the piston can be reduced, due to the shape of construction. used
In the various forms of piston construction described later, it will be assumed that the pistons work in vertical cylinders, with the combustion chamber at the upper end, but these pistons can of course be employed in cylinders occupying any other position.
The accompanying drawings show, by way of example only, a number of embodiments of the invention. In these drawings - Figure 1 is a cross section of one form of piston; - Figure 2 is a cross section of the same piston, viewed at 90 relative to the section of Figure 1; - Figure 3 is a plan view along the line A-A of 'Figure 1; - Figure 4 is a cross section of another form of piston; - Figure 5 is a plan view taken along the line A-A of Figure 4, and - Figures 6 and 7 are cross sections of still other forms of * pistons.
In a form of cohstruction according to the invention, there is provided in each cylinder an internal combustion engine, operating according to the
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four-stroke cycle, a piston, as shown in Figures 1, 2 and 3, formed of two main parts, each in the form of a cup each having their open ends facing the crank or other device used to transform the movement back and forth in rotational motion, one of these cups being placed in the other The upper end or crown 6 of the cup-shaped part 5 forms the head of the piston proper and has a contoured surface normal vis-à-vis the combustion chamber, and the segments in the normal positions,
while the inner cup-shaped part 1 can slide axially in the outer part 5. The inner part 1 is attached, in the usual way, by means of a pin 2, to the small end 3 of a connecting rod 4. The axial movement of the outer part with respect to the inner part - has the effect of modifying the dead space of the cylinder, above the crown 6.
A chamber 7 is formed between the upper surface of the inner part 1 and the lower surface of the crown 6, while a lower annular chamber 8 is formed by a groove provided at the lower part of the inner wall in the form of a cup, this lower chamber 8 being limited; at its inner part and at its upper part, by the two surfaces of the groove provided in the lower part, while the outer surface of the annular chamber 8 is formed by the inner surface of the jue e of the outer part and that the lower surface is formed by an annular ring 16 extending inwardly, autorr from the lower part of the skirt.
This ring can advantageously be screwed to the lower part of said skirt, so as to allow the introduction of this ring, after the lower part has been put in place. The movement control between the inner and outer parts is provided by the passage of oil in and out of the upper chamber 7 and the lower annular chamber.
An oil passage 9 is provided in the connecting rod 4, this passage connecting the source of pressurized lubricating oil to the bearing provided at the small end of the connecting rod and communicating, via an annular passage 10 surrounding the bush sleeve, with a hole 10a in the upper part of the small end of the connecting rod. If the journal is secured in the small end of the connecting rod and the bushing sleeve is omitted, the annular passage may surround the journal or a hole may be made in the journal. The outer periphery of this end of the connecting rod is partially cylindrical or partially spherical. A hollow element 10b bears on said end so as to form a tight seal around the hole.
This hollow element fits, so as to be able to slide, in a hollow formed in the upper part of the head of the inner cup-shaped part and is biased so as to make constant contact with the end of the connecting rod, thanks to to a spring 10c. Instead of the arrangement described above, it is possible to provide corresponding fixed surfaces with suitable clearances. The oil is fed through an axial bore 10d, formed in the hollow member, to a check valve 11, from where it is fed into the upper chamber. Oil is also supplied, through another check valve 12, to the lower chamber 8.
To limit the pressure developed in the oil chambers by the inertial force of the oil in the connecting rod, especially at high engine speeds, the lift of the check valves can be limited. or else restriction orifices may be provided, at suitable locations, in the oil passages formed in the piston or the connecting rod to supply the chambers.
In the outer surface of the inner cup-shaped part there is provided an annular groove formed between the lower chamber and the head thereof, so as to form two protrusions 18 and 19, while an exhaust hole 17 is provided. formed in the wall of the inner part, so as to prevent an accumulation of pressure, by oil leakage beyond the projections, which pressure would impose a load on the walls of the two parts of the piston. When the walls of the inner and outer parts can be strong enough to withstand this load, the exhaust hole and groove in question can be omitted, in order to improve
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the sealing of the upper and lower oil chambers.
Sealing rings can be used to seal the leakage paths formed by the clearances between the inner and outer parts of the piston, as shown in figure 4.
The evacuation of the oil out of the upper chamber is effected by an evacuation valve, formed of superimposed circular plates 13 of elastic steel, which can be of progressively decreasing diameter, arranged coaxially with the inner part 1 in the form of a bowl. and forming part of the upper surface of this interior part.
The upper circular plate bears, at its periphery, against a support ring 14 and the oil passing through this valve flows, through holes 15, into the engine crankcase. oil out of the lower chamber, it is made, downwards, by the clearance provided between the internal part of the piston and the ring 16 forming the lower limit of the lower oil chamber and, upwards, by the clearance provided between the inner and outer parts of the piston.
The evacuation of the oil by these paths can also be limited, by making the clearances small and / or by employing sealing rings, the major part of the evacuation being done through an orifice opening either downwards directly into the casing, either upwards and via one or more discharge holes made in the internal part of the piston, in the casing.
The system described above works as follows, During the last part of each exhaust stroke and the first part of the intake stroke, the force due to the inertia of the outer part of the piston and the inertia of the The oil in the upper chamber and, to a certain extent, the inertia of the oil column in the connecting rod, acts on the oil in the lower chamber, so that a certain quantity of oil s 'escapes through the discharge path and has the effect of moving the outer portion a very small distance (on the order of a few thousandths of an inch) upward from the inner portion. At the same time, the upper oil chamber increases in volume and oil enters it, through the check valve 11.
If the engine load should be reduced so that the maximum pressure is lower than that required to operate the exhaust valve, i.e. an increase in the compression ratio is required, this This process is repeated at each engine cycle, without further operation, until the compression ratio is reached giving the predetermined maximum pressure, which actuates the exhaust valve.
The following slight upward movement slightly raises the compression ratio beyond the required value and, therefore, the maximum cylinder pressure slightly exceeds the value required to overcome the exhaust valve 13, which then opens and releases a small amount. quantity of oil, which causes the piston to descend slightly a short distance from the inner part. If the engine load then remains constant at a low value, the outer part of the piston continues to move up and down very slightly relative to the inner part, at each cycle, its relative mean position being that giving the value of the maximum cylinder pressure determined by the opening pressure of the exhaust valve.
If the engine throttle is open the cylinder pressure will tend to rise well above the value required to open the exhaust valve 13, but when this valve opens and provides a considerable relief surface, the The oil is quickly drained from the upper chamber 7, so that the outer part of the piston moves quickly downwards relative to the inner part and the dead space is increased, which maintains the maximum cylinder pressure, close the predetermined value,
The piston thus regulates itself at a rate limited to a reduction in the load on the engine, this rate being determined by the area provided for the oil to escape from the lower chamber.
There is no need for the compression rate to increase rapidly and, moreover, a large-amplitude relative upward movement of the
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the outer part of the piston, at each cycle, would be undesirable because, at constant load, it would give rise to a downward movement of equivalent amplitude in each cycle, which would result in an appreciable consumption of energy for pumping oil. On the other hand, it is desirable that the piston respond as quickly as possible to a sharp increase in the engine fuel feed rate, in order to avoid excessive cylinder pressure and the resulting detonation and / or stresses. high. The adjustment speed is determined by the exhaust valve 13.
The arrangement described above gives a very rapid response, due to the large surface area uncovered during a small movement, as well as an absence of differential effect, which has the consequence of closing certain types of valves at a substantially pressure. lower than the opening pressure.
Until the predetermined minimum compression ratio is reached, the part of the piston subjected to the gas pressure is supported by oil in the upper chamber 7 and, therefore, the gas pressure does not produce any stresses to it. bending in the crown, which serves only to separate gas and oil. The crown must therefore be arranged so as to withstand only its own inertia load and that of the oil, which will act on it towards the end of the exhaust time and during the first part of the intake temp3. When the predetermined minimum compression ratio is reached, the inner surface of the head of the outer part of the piston rests on suitable surfaces, provided at the upper end of the inner part of the piston.
Instead of the lamellar exhaust valve 13, spring loaded valves 13 of known type can be arranged in and around the head of the inner cup-shaped part, as shown in Figures 4 and 5, these valves discharging directly into the space provided inside the inner part and, from there, into the motor housing.
In FIG. 4, the passage of cooling oil to the crown of the piston takes place by means of a hollow central rod 24, which is fixed at one end to the head of the outer part 5 of the piston and which slides in a bore formed in the inner part 1 of the piston, this hollow rod serving to bring the oil from the bearing 2 to radical passages 26 'formed between the inner surface of the head 6 of the outer part 5 and a radially grooved plate 25 and resting on the latter, this plate forming the upper limit of the upper chamber 7.
The radial cooling passages discharge the oil into an annular space 28, in which the oil is stirred in a reciprocating motion, so as to cool the area of the piston rings, after which the oil is returned. to the engine crankcase through a passage 27.
In this arrangement, as in the previous one, the crown of the piston is free from bending stresses, the gas charge being transmitted to the oil via the crown and the oil passage plate, in so that compression is only produced in these elements. Therefore, the crown of the piston can be thinner than in the conventional type of piston and a given flow of cooling oil is then more effective in maintaining acceptable temperatures at the surface of the combustion chamber of the crown of the piston. .
An additional and adjustable relief port 29 may be provided to increase the exhaust area for oil out of the lower oil chamber, allowing the speed of return of the piston to be adjusted, when the load is removed.
In another embodiment, intended for use in a compression ignition engine, operating according to the two-stroke cycle and shown in Figure 6, the outer part 5 of the piston takes the form of a cylinder having a bore. axial, in which the inner part 1 of the piston can slide axially, to such an extent that the dead space undergoes variations, depending on the variations of the load. The movable part of the piston head consists of an element 1 in the form of a cup.
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inverted vette, which can slide in the bore of the cylindrical part, this element 1 being provided with a ring 30 engaged in a groove formed at the lower end of the skirt of the element 1, this ring limiting the amplitude of the upward movement of this element.
The internal bore of the cup-shaped element comprises a third part 31 of cylindrical shape, which fits, so as to be able to slide, in said element and forms the lower limit of the chamber 7 formed between its upper surface and the head of the nubile part of the piston. This third part is machined on its lower face, so as to bear on the cylindrical or spherical outer surface of the small end of the connecting rod. This third part is provided with a disc-shaped discharge valve 13 of the type provided in the first embodiment, this valve serving to discharge the oil from the oil chamber 7 to the sump, when the oil pressure exceeds a selected value.
A check valve 32 is provided between the oil chamber and the oil supply from the bearing provided at the end of the connecting rod.
In this application to a two-stroke engine, no lower oil chamber is needed, since the result of gas pressure, and inertial forces acting on the cup-shaped member and on the third part mentioned above is always a downward force. The downward movement of the cup-shaped element, when the cylinder pressure rises above the limit value, is permitted, as in the previous cases, by the opening of the exhaust valve 13, The upward movement of the piston is achieved by passing oil under pressure, via the inlet valve 32, to the chamber 7.
This can occur, with the oil pressure of the normal lubrication system, during the sweep period, '- when the gas pressure is very low, as the inertia load of the cup-shaped member is weak. The mass of the third part 31 is considerably greater, but at low speeds this part can be lifted slightly, which allows the oil coming from the connecting rod to escape between the bearing surfaces of said part and the end of the connecting rod. This is not detrimental. An adjustable throttle device can be fitted to one or more of the oil passages 33, 34 or 35, so as to obtain suitable passage sections.
Thus, the variation of the compression ratio can be obtained without producing variations in the setting of the orifices controlled by the piston, but if it is desirable to vary this setting as a function of the compression ratio, the periphery of the piston crown may be part of the relatively movable part of the piston.
Fig. 7 shows an arrangement, in which the check valve 12, controlling the flow of oil to the lower chamber 8, is provided inside the journal 2, while the flow of oil to the upper chamber 7 is provided. controlled by the check valve 11 and by the orifice of reduced section made in the plate 11a, so as to limit the flow of oil to the upper chamber. Otherwise, the arrangement is normal and operates as previously described with reference to Figures 1, 2 and 3.
The same result can still be obtained by making the length of the connecting rod variable, the necessary oil chamber (s) being fitted with the necessary check and exhaust valves. Other details for the implementation of the invention can be modified, without departing from the scope of the invention.
Two of the requirements for maximum thermal efficiency in internal combustion piston type engines are:
First, at each point in the engine's load range, 'the work expended to supply the air or the air-fuel mixture should not be excessive, and
Second, the highest possible expansion rate should
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be used and to obtain it the air or the mixture of air and fuel must be compressed by the piston to the highest possible extent, taking into account the fundamental limitations of the cycle. These limitations are determined by the detonation in the Otto cycle engine and by the limiting mechanical stresses in the compression ignition engine.
In normal engines, these limits are encountered only at full load, while higher compression ratios are desirable at part loads. This second requirement, like the first, implies that the quantity of air is not unnecessarily large, thereby making it impossible to employ the maximum compression ratio appropriate to the load.
It is essential that both of these requirements be met if the maximum possible yield is to be achieved. These requirements cannot be met with an engine having a fixed compression ratio or in which the amount of fresh charge used per cycle is constant or controlled by a throttle valve.
Improved efficiency of an internal combustion engine comprising means for varying the compression ratio can be obtained by adding a machine to deliver the air or the mixture of air and fuel, this machine being adjusted to so as to vary the amount of air or mixture supplied to the engine. The compression ratio can be adjusted automatically, so as to increase as the load decreases and to decrease as the load increases, so as to maintain a substantially constant maximum pressure in the cylinder or cylinders of the engine, while the aforementioned machine is regulated directly or indirectly from the normal engine controls. The variable dispensing machine may advantageously be of the type described in UK Patent No. 665,484.
If it is assumed that, for running at full load, all engines are constructed so as to have the highest possible fixed compression ratio and the optimum amount of fresh load compatible with the other particularities of their type and construction, There is no need to seek to improve thermal efficiency at full load, but to improve it at partial loads.
Many engines operate at part load for a large part of their life. The suggestions given below are particularly advantageous in pressure loaded engines and the proposed combination allows the degree of pressure loading to be increased so that the ratio between full load and zero load is increased, while starting high pressure loaded engines is greatly facilitated.
British Patent No. 665,484 describes a type of variable feed machine, which can be arranged to function as a compressor and / or as an expander and in which compression and expansion are positive actions occurring in the machine. The machine can be controlled to have a variable flow rate, so that, for example, the fresh load supplied to an internal combustion engine can be delivered in limited quantity appropriately for any load condition of the engine without. unnecessary expenditure of work and with a certain return to work to the engine, when the machine operates as an expansion valve.
The construction of an engine involving variable compression and variable fresh load feed is particularly advantageous, since the improvement in efficiency obtainable by the application of the two arrangements is greater than the sum of the improvements provided by the two. separate layouts.
In the case of a compression-ignition engine operating on the four-stroke cycle and supplied or pressure loaded by a positive displacement compressor, mechanically driven by the engine, the amount and pressure of the supplied air remains substantially constant at all engine loads and are, by necessity, those required for full load operation. At partial loads, unnecessary work is performed, for air compression, which is not required for combustion or scavenging needs, so cycle efficiency is lower
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to the maximum.
By fitting a variable-feed compressor to the motor, instead of a normal compressor, the amount of air supplied to the motor, at partial loads, can be reduced, thereby reducing the energy required by the compressor, resulting in an increase cycle efficiency. '. However, only a limited reduction in the amount of air can be tolerated by the engine, before the air temperature and pressure become too low, for the low fixed compression ratio, chosen to meet full load conditions. , so as to bring them to the values at which satisfactory combustion can take place.
Variable compression in itself improves efficiency by increasing the compression ratio at partial loads.
With engines supplied under high pressure and having a fixed compression rate, it is necessary to use a relatively low rate, to avoid too high stresses at high loads to such an extent that starting becomes difficult. However, when variable compression is provided, this difficulty is overcome by providing a high compression rate for starting. However, variable compression cannot give the above mentioned improvement, which results from reducing the amount of air at partial loads.
If a variable feed machine is used with variable compression, not only is the cycle efficiency improved, because the amount of air is reduced, but the limit to which the amount of air can be reduced is. extent. The variable compression allows full use of the variable feed and vice versa, since the reduction in the amount of air at partial loads, provided by the variable feed machine; allows the variable compression device to use higher compression ratios than would be employed with normal amounts of air and produces the temperature and pressure conditions required for satisfactory combustion.
In an engine, pressurized by a centrifugal exhaust gas blower and using an arrangement permitting variable compression, conditions satisfy to some extent the requirements for maximum thermal efficiency, since a decrease in load of the engine is accompanied by a decrease in the discharge energy and, consequently, in the amount and pressure of the air supplied to the engine.
However, the relations or ratios between the load and the quantity of air approach the optimum value only for one speed only and, to obtain the best conditions for all loads and speeds, the exhaust gas turbine must be equipped with means for providing a variable nozzle section and must drive either an aerodynamic compressor with variable diffusers, or a positive displacement compressor.
In the engine operating on the four-stroke Otto cycle, the air-fuel ratio should be kept approximately constant at all loads. While air-fuel ratios somewhat higher than the stoichiometric ratio give an improvement in thermal efficiency, a large excess of air gives rise to slow combustion, while an even greater depletion of the mixture no longer allows ignition, In the usual engine, unwanted air is excluded at partial loads, thanks to a throttle device which greatly increases the pumping loss of the engine.
Thus, the labor expended in supplying the fresh charge of air-fuel mixture at partial charges is greater than it should be and the first of the above-mentioned requirements for obtaining maximum thermal efficiency is not realized. The use of a variable feed machine overcomes this drawback and it should be noted that when the flow rate of the machine falls below the volumetric capacity of the motor, this machine becomes an expansion machine. In this case, the required amount of fresh charge is brought into the machine at a pressure close to atmospheric pressure and is expanded to the engine intake manifold to subatmospheric pressure. This expansion process produces useful work, which is transmitted to the motor shaft and more than compensates for the loss of motor pumping.
The minimum load, which can be reached by
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increasing the degree of expansion, is limited by the fact that this expansion strongly cools the air, so that ignition and combustion are adversely affected. If the variable feeding or timing machine is used in conjunction with the arrangement for producing variable compression, this defect is overcome, since the increased compression ratio, obtained as the pressure of the load decreases, provides a compression temperature. adequate, even at the lightest loads.
The use of the arrangement for achieving variable compression provides better economy at partial loads as compared to the normal Otto cycle engine, but the improvement is not as noticeable with the combination of said arrangement and of the variable valve machine, because the normal pumping losses are experienced, while the compression ratio achieved at any partial load is lower than that obtained, when also using the variable feed machine. This machine, when it relaxes the load, has the effect of appreciably cooling the latter, so that a given quantity of load occupies a smaller volume than normally.
Thus, the pressure of the fresh charge is lower than that obtained with the uncooled charge and a higher compression ratio can be used before the limit conditions at which the detonation occurs are reached.
In this way, the practical working interval of the machine and the arrangement in question is extended and the combination gives a result greater than the sum of the improvements which can be obtained by the separate use of these two devices.
The description given above relates to the engine operating according to the Otto cycle loaded or supplied at atmospheric pressure. It goes without saying that an even more noticeable improvement can be obtained in an engine loaded or supplied under pressure, because the The pressure range of the load is larger, that is, the relationship between the conditions of full load and zero load is greater. The pressurized motor is already fitted with a compressor, so that this must be replaced by a variable timing machine, no other device being necessary.
When the engine is equipped with a variable distribution or power supply machine, by which the fresh load is brought: to the engine, the question of whether the engine is loaded under pressure or not depends on the relative movements of the engine and the machine . If the maximum displacement of the machine, per unit of time, is greater than that of the motor, the motor is loaded or supplied under pressure; on the other hand, if this displacement is equivalent to or less than that of the engine, the engine is not loaded under pressure.
In the case of two-stroke engines operating either on the compression ignition cycle or on the Otto cycle, the advantages of the combination only apply to pressure loaded engines and it should be noted that many engines blower sweep are charged under pressure, according to the previous definition o In two-stroke engines, the pressure of the sweeping agent cannot be greatly reduced below atmospheric pressure since the gas pressure in the exhaust system, apart from fluctuations, is close to atmospheric pressure.
'By employing a variable-timing compressor to supply the load under pressure, the waste of energy in compressing an excessive amount of fresh load at partial loads is avoided, but with this device alone the pressure load is avoided. maximum, which can be achieved, is limited by the fixed compression ratio of the engine.
This fixed compression ratio should be reduced, as the degree of pressure loading increases and a limit is reached, when poor starting and poor thermal efficiency across the load range make it uneconomical to increase the pressure again. food. If the arrangement allowing variable compression is also used, a high compression ratio is provided for starting and, at all loads, the highest rebound ratio is obtained.
The engine is still relative-
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uneconomical at full load, unless the energy is used in the exhaust gas, which energy increases when the loading pressure is increased, owing to the need to operate at high rates. reduced compression and relaxation.
For effective use of high loading pressures, some form of compounding should be used. This is usually done using an exhaust gas turbine and the cycles are referred to as the compound engine and gas generator cycle. In the compound engine, the turbine power becomes part of the overall gross power and the turbine may mesh with the engine crankshaft or may be a separate part. -With the gas generator cycle, all the useful power of the engine is used to control the pressure charger and the total power is taken from the turbine. The use of these two cycles is hampered by the difficulties of starting and obtaining a saving in light load.
The starting difficulty is the result of the low compression ratio, which must be used to limit the maximum pressure at full load. As for the second difficulty, it results from a combination of the low compression ratio and the quantity excessive air supplied by the positive displacement compressor at minimum engine speed.
The disadvantages are overcome by the use of a variable compression ratio and a variable distribution or feed compressor. The use of a variable compression ratio ensures the existence of a variable compression ratio. high compression for starting, while the compression ratio is suitable for the degree of pressure feed existing at all points in the load range. As for the variable timing compressor, it allows a reduction in the quantity of air delivered per cycle, so that at minimum engine speed, the total air flow and supply pressure are reduced.
This results in less compressor work and thus the engine requires less fuel to keep the system running, which improves economy at low loads and when idling. This cannot be done, without a variable compression device mounted in the engine, when the supply pressure becomes too low for compression ignition to take place.
We cannot fully benefit from the advantage of the variable compression ratio, if a constant supply or distribution compressor is used, since the weight of air delivered per cycle, at zero load, is then the same as at full load. charge. The engine output must be sufficient to maintain this air flow and thus an appreciable amount of fuel is used to produce exhaust energy, which is wasted. Variations in the compression ratio under these conditions change the efficiency with which wasted exhaust energy is produced, but cannot negate the loss itself, only by reducing the amount of air delivered per cycle. that the exhaust energy lost can be reduced to an appreciable extent and if the variable compression device is fully utilized.
When the degree of pressure loading of four-stroke engines is increased, a state is reached, in which the energy present in the exhaust gas considerably exceeds that required to supply the pressure load and, so that the cycle remains economical. , it is necessary to carry out a compounding with a turbine or another type of expansion machine. This state of affairs occurs at a higher load than with the two-stroke engine, but the conditions and advantages described above for the two-stroke engine also hold true for the four-stroke engine.
In a modified embodiment of the invention, the internal combustion engine is turbo-charged and includes means for varying the compression ratio and the expansion ratio, the effective compression stroke being less than the expansion stroke. effective. The turbo-charging or turbine-powered system is preferably arranged so as to produce as large a transfer of energy from the exhaust gases as possible.
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exhaust air from the load, while another feature resides in the fact that the air is preferably cooled during and / or after its compression and before passing into the cylinder of the engine.
As explained previously, the use of a device for varying the compression and expansion ratios in the working cylinder of a turbo-charged internal combustion engine confers the advantage, residing in the fact that at all loads, the highest rate of expansion, and therefore the highest thermal efficiency can be obtained, at the same time as the maximum pressure allowed in the cylinder. Therefore, at loads lower than the maximum load of the engine corresponding to fixed rate, the variable rate engine has a higher efficiency.For a given maximum pressure limit in the cylinder, the variable rate engine can also withstand loads higher than the fixed rate motor, following a reduction in the rate below the value of the fixed rate, the latter constituting an average for the range of loads.
Another advantageous condition in a turbo-charged engine can be obtained as follows. The turbo-charging system is arranged so as to produce the maximum transfer. energy from the exhaust gases to the charge air, the pressure of which is thereby increased, and the effective compression ratio in the engine cylinder is reduced by changing the settings of the valves or orifices, so as to substantially achieve the same compression pressure.
This increased external compression of the charge air and the reduction in the engine compression ratio results in a saving in the net work done by the piston on the air charge and a consequent reduction in fuel consumption, since the increased external compression is obtained from the energy of the exhaust gases, with little or no increase in fuel consumption. Tests have shown that when the degree of loading under pressure is increased, the energy available, when the engine is running at full load, is greater than that required to compress the air from the load to the pressure which, using full compression stroke, will give the maximum allowable pressure in the cylinder.
The process has the advantage of allowing a given coolant in a subsequent cooler to extract more heat from the air charge, due to the higher temperature of the more highly compressed charge. Therefore, with a given cylinder pressure, at the end of the reduced effective compression stroke, the compression temperature is lower and a higher weight of air is present in the cylinder, so that a higher load can be withstood, before the engine temperature limits are reached. In addition, the compression work of the piston is further reduced.
A given degree of charge cooling can also be achieved with a smaller cooler or coolant at a higher temperature than required under normal conditions. In order to recover more of the energy from the exhaust gases as energy in the charge air, the efficiency of the turbo-compressor system can be improved by the use of a cooler. tail or intercoolers between two or more stages of compression.
A serious limitation of this method, when applied to a compression ignition engine and which has hampered its application, is that the use of a compression ratio substantially less than the expansion ratio is not practicable. than high engine loads, since at partial loads the pressure of the air leaving the turbo-compressor is insufficient to give the required pressure and temperature at the end of the reduced effective compression stroke, so to ensure satisfactory combustion. In fact, it is necessary to provide means for returning the settings of the valves or orifices to their normal conditions, so as to allow the starting and running at light load of a compression ignition engine.
This mechanical complication and the lower limit of the load range, above which the improved cycle efficiency can be
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obtained, are discarded by combining the system described above, which is essentially characterized by the fact that the expansion ratio ratio. is compression ratio substantially greater than unity, thanks to the means described above by which the compression and expansion ratios are modified, so that an approximately constant maximum pressure is maintained in the cylinder throughout the range of loads.
In an engine, in which these features are combined, the rate-varying device will ensure that the maximum cylinder pressures will be at the predetermined high value, even at the lowest loads, and therefore, temperature and pressure. Compression pressure will be even higher than at full load, so that improved efficiency is ensured at partial loads, without changing preferred valve or port settings.
A. full load, in such an engine the rate of expansion may be approximately the same as in an engine having none of the particularities in question, but at low loads, in order to maintain the maximum, predetermined pressure in the cylinder, the device used to vary the rate will act to compress the air charge into a very small dead space, due to the low air charge pressure at low loads and a feature of the suit is a stroke reduced effective compression, i.e. a reduced volume of charge is trapped in the cylinder.
Due to this very small dead space and the fact that the normal effective expansion stroke is maintained at all times - (although the optimum valve or port settings may be altered somewhat by application of special features), the rate of expansion at low loads will be very high and the thermal efficiency will be even Thus, the advantageous ratio
EMI13.1
relaxation rate. > 1 is maintained throughout the load range. compression ratio
The above considerations apply to two-stroke and four-stroke compression-ignition engines. Suitable devices for varying the compression ratio for these two types of engines are described above.
The required reduction in effective compression stroke can be achieved in four-stroke engines by closing the air valve at a point in the piston stroke where the cylinder volume is substantially less than the total volume. The precise adjustment depends, as explained previously, on the pressure to which the air of the load can be brought by the turbo-compressor and must be such at full load, the device making it possible to vary the compression ratio being adjusted. in order to provide the maximum allowable pressure in the cylinder, the dead space is sufficient to contain the air charge necessary for the combustion of the fuel, but does not greatly exceed this dimension, given that with the given stroke of the piston, the use of an unnecessarily large dead space would result in an unnecessarily low expansion rate.
In two-stroke engines, the reduced effective compression stroke can be obtained by closing the exhaust valve, when the volume present in the cylinder is substantially less than the total volume or by an equivalent arrangement of the inlet or outlet ports. exhaust. Use can be made of the known devices to be added to the turbo-compressor of a two-stroke engine, in the arrangement according to the invention. Thus, it is possible to use a positive displacement blower driven mechanically by the engine and mounted in series or in parallel with the turbo-compressor.
The preceding description of the invention relates particularly to compression ignition engines, but it is understood that advantages can also be obtained by applying the intention to turbo-charged internal combustion engines equipped with means for making varying the dead space in a cylinder or in cylinders of the engine, in which the charge is constituted by a combustible mixture, for example in gasoline engines supplied with a fuel mixture.
CLAIMS.
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