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La présente ers a groupe q,4#*urs comportant un moteur alternatif à combustion interne du type à injection de combustible liquide et allumage par compression et un compresseur d'air entraîné au moins partiellement par une turbine alimentée par les gaz de sortie du moteur alternatif, et dont le compresseur d'air, en fonctionnement normal sous charge, débite l'air à une pression si sensiblement au-dessus de la pression atmosphérique, qu'une partie substantielle du taux de compression total de l'air et par conséquent de la température nécessaire à l'allumage du combustible inejecté à la fin de chaque course de compression du moteur alternatif est fournie parla compression atteinte dans le dispositif compresseur d'air.
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Quand ces groupes moteurs tournent au ralenti, en charge ou non, le taux de compression du compresseur d'air et par consé- quent la température et la densité de l'air à la fin de chaque course,de compression du moteur alternatif deviennent si réduits qu@ l'on est obligé de se servir d'un allumage artificiel, par exemple par des bougies d'allumage ou des bougies à résistance chauffante pour obtenir une marche satisfaisante du moteur. ,
La présente invention a pour but de permettre de suppri- mer totalement ou partiellement ces allumages artificiels pour la marche du moteur au ralenti ou sous faible charge.
Un groupe moteur du genre décrit ci-dessus comprend suivant la présente invention un dispositif d'étranglement destiné à diminuer l'écoulement d'air vers les lumières d'admission du moteur alternatif à combustion interne quand celui-ci tourne au ralenti ou sous faible charge (appelé ci-après simplement ra@@nti) et de réduire ainsi l'écoulement massique d'air dans les cylindres du moteur alternatif et augmenter la quantité de produits résiduels de combustion restant dans chaque cylindre à la fin du temps d'échappement.
De préférence, le¯dispositif d'étranglement comprend un volet d'étranglement disposé dans le passage d'arrivée d'air ou dans chaque passage'd'arrivée d'air entre le compresseur d'air et les orifices ou lumières d'admission d'air du moteur alternatif, auquel cas des soupapes de décharge sont aussi'de préférence prévues entre le compresseur d'air et le dispositif d'étranglement, et conçues et disposées de manière à permettre la décharge d'air du ou des passages d'arrivée d'air quand le moteur tourne au ralenti et empêcher ainsi-une surpression du compresseur d'air.
La présente invention s'applique particulièrement aux groupes moteurs du genre décrit, dans lesquels le moteur alternatif à combustion interne est du type à deux temps.,. puisque dans ces moteurs l'efficacité du balayage est une fonction de la vitesse de l'écoulement massique d'air par rapport au volume du cylindre
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et un écoulement massique d'air représentant environ une fois et demi le volume du cylindre est normalement nécessaire pour obtenir une bonne efficacité de balayage.
Dans les moteurs de ce type, le degré de refroidissement causé par l'écoulement de l'air de balayage dans le moteur alternatif est substantiel et ceci, en combinaison avec le taux de compression total réduit pendant le ralenti, aggrave la difficulté d'obtenir un allumage satisfaisant dans ces conditions de marche.
cependant, suivant la présente invention, en réduisant l'écoulement massique d'air par les lumières d'admission du moteur alternatif au ralenti au moyen d'un dispositif d'étranglement, non seulement le refroidissement causé par l'écoulement d'air dans les cylindrée est réduit, mais les produits résiduels de combustion restant dans chaque cylindre à la fin de chaque période d'@chappe- ment procurantréchauffement additionnel nécessaire pour pc @er la températuredelacharge pendant le:temps de compression suivant à une température à laquelle un allumage satisfaisant est obtenu.
De plus, la diminution de la densité de la charge d'air comprimée dans chaque cylindre au ralenti permet une marche à faible puissance du moteur alternatif avec un, mélange riche d'air et de combustible qui tend à produire des gaz résiduels d'une température relativement élevée en comparaison de ceux renfermant une quantité substantielle d'air additionnel non brûlé.
Le groupe moteur peut;être construit de différentes façons, dont l'une sera décrite à titre d'exemple avec référence aux dessins annexés, dans lesquels:
La fig. 1 est un schéma du groupe moteur et des dispositif suivant l'invention.
La fig. 2 est une coupe d'une valve faisant partie des dispositifs'représentés sur la fig, 1.
Pour plus de simplicité, les dispositifs de commande du moteur, à l'exception de ceux se rapportant à l'invention et qui sont nécessaires à sa compréhension ont été omis.
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Le groupe moteur montré sur la fig. 1 des dessins comprend un moteur à combustion interne A du genre à injection de combustible liquide et allumage par compression, du type à deux temps ayant des conduits d'admission d'air B communiquant avec un collecteur d'admission B1, et des conduits d'échappement C communiquant avec un collecteur d'échappement C1. Le collecteur d'échappement C1 conduit les gaz d'échappement vers l'admission d'une turbine D, dont la sortie d'échappement est indiquée par D1, et dont le rotor est directement relié de façon connue au rotor d'un compresseur à écoulement axial E ayant une entrée d'air E1 et une sortie d'air qui conduit à l'admission d'un compressear centrifuge d'air F entraîné mécaniquement par le moteur A.
Ainsi, la turbine D et le compresseur à écoulement axial E forment ce qu'on appelle un turbo-compresseur, le compresseurE représentant le premier étage d'un système de compresseur d'air à deux étages dont le second étage est constitué par le compresseur centrifuge F entraîné mécaniquement. La sortie F1 du compresseur F communique par un coude G comportant des ailettes déflectrices G1 avec le collecteur d'admission d'air B1.
Un volet d'étranglement H est disposé dans le collecteur d'admission d'air B1, comme représenté, en un point situé entre le coude G et les conduits d'admission B.
Le rotor du compresseur à écoulement axial E peut aussi être disposé de manière à être entraîné par le rotor du compresseur centrifuge E2 ou lui transmettre un couple, et par conséquent, à être entraîné par le moteur A ou lui transmettre un couple, par un mécanisme de transmission permettant'des variations des vitesses relatives du ou des vilebrequins du moteur et du rotor du compresseur E, par exemple une transmission hydraulique ou une transmission à vitesse infiniment variable comme c'est le cas pour le groupe moteur décrit dans le brevet anglais n0663.296.
Le volet d'étranglement E est commandé par une biellette H reliée à l'extrémité extérieure de la tige de piston J du piston
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J1 d'un dispositif hydraulique servo-moteur J2. Le cylindre du dispositif servo-moteur J2 contient un ressort J3 agissant sur le piston dans le sens d'ouverture du volet d'étranglement H, l'extrémité du cylindre éloignée du ressort étant reliée par une canalisation K à un tiroir de commande K1 contenant un piston-valve
K2 normalement maintenu par un ressort K3 dans 'la position représen- tée, dans laquelle il ferme l'extrémité de la canalisation L.
Les deux extrémités du servo-cylindre M3 communiquent aussi respectivement par les deux canalisations L2 et L3, avec des lumières d'un tiroir de commande N du type à deux pistons montés sur le même axe, disposé de manière à commander le passage du fluide, sous pression d'une conduite d'alimentation ainsi que son retour, vers les extrémités'au cylindre M3 de'façon connue,, de manière qu'un déplacement vers le haut du piston de commande Nl du tiroir N en partant d'une position neutre laisse admettre du fluide l'extrémité supérieure du cylindre M3 et permettre l'échappement de fluide de la partie inférieure de ce cylindre, et vice-versa.
Le tiroir de commande N1 est relié par sa tige'N2 à un levier 0, un diaphragme O1 et une chambre barométrique évacuée O2 de manière que la valve O1 ne soit pas influencée par les changements de pression atmosphérique, tandis que la face supérieure du diaphragme O1 est soumise à la pression régnant dans le collecteur d'admission
B-, dite pression d'alimentation. ,
Le levier 0 est articulé en 03 et une extrémité d'un ressort à boudin P l'attaque au point 04,l'autre extrémité porte sur un galet P1 qui peut être réglé en hauteur de manière à varier la longueur du ressort au moyen d'une came Q montée sur un axe Q1.
L'axe Ql porte.aussi une came Q2 qui porte par l'intermé- diaire d'un galet R sur un point intermédiaire d'un levier Rl actionnant le mécanisme de commande normal du réglage de la ou des pompes d'injection de combustible du moteur A.
Un déplacement de l'axe Q1 change simultanément le réglage de la ou des pompes d'injection de combustible du moteur de manière
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à commander la puissance du moteur et le réglage du ressort P suivant une loi prédéterminée.
Le profil et la disposition de la came Q2, de son galet suiveur et du mécanisme s'y rapportant sont tels que pour une partie du déplacement de l'axe Ql correspondant au bas régime de puissance du moteur, le galet suiveur peut être amené à suivre l'un ou l'autre des deux profils Q4 ou Q5 suivant les, conditions de service du moteur, par exemple, dans le cas d'un moteur d'avion, si celui-ci fonctionne dans des conditions de vol ne demandant en substance que peu de puissance, ou au sol pour un décollage.
Le servo-piston M1 est relié par une tige M4 à un dispo- sitif (non représenté) maintenant la pression d'alimentation néces- saire dans le collecteur d'admission Bl de façon connue, par exemple au mécanisme commandant le rapport d'une transmission vitesse variable reliant le rotor du compresseur E au moteur
Ainsi, pour un réglage donné du ressort P, le servo-mécanisme comprenant le tiroir de commande N et le servo-dispositif Ml, M3, M4 fonctionne de manière à maintenir la pression d'alimentation choisie pour des conditions normales de service.
Pour une basse pression d'alimentation, par exemple au ralenti ou à faible puissance, quand une suralimentation n'est pas requise et que le moteur fonctionne normalement avec une pression dans le collecteur d'admission voisine de la pression atmosphérique les opérations suivantes se déroulent.
Quand ces conditions de marche sont atteintes le piston M1 remonte et reste dans sa position supérieure puisque le réglage du ressort P demande une pression d'alimentation même moindre que la pression atmosphérique, la valve K2 est soulevée par la tête M2 de la tige M, et du fluide sous pression passe des canalisations L et L3, qui dans ces conditions sont reliées par le tiroir de commande N à la source de fluide sous pression, dans l'extrémité du cylindre J la plus éloignée du ressort J2.
Le piston Jl se déplace vers la gauche, ferme le volet d'étranglement H et réduit ainsi la pression dans le collecteur d'admission B1 à une
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pression inférieure à la pression atmosphérique, cette diminution dépendant du réglage du ressort P puisque le tiroir de commande
N et, par conséquent, la position du piston M1 sont encore commande par la pression d'alimentation et si, par conséquent la pression agissant sur le diaphragme 01 tombe sous la pression correspondant au réglage du ressort P, la valve se déplacera'de manière à faire descendre le piston M2 et couper ainsi l'arrivée.de fluide du côté droit du cylindre J2 et laisser échapper du fluide de son extré- mité gauche par l'extrémité supérieure du cylindre M3.
Il est donc,clair que pour des pressions d'alimentation supérieures ou inférieures à la pression atmosphérique, le réglage de la pression se fait par le servo-mécanisme de manière à maintenir la valeur déterminée par la came Q, le dispositif procurant ainsi la diminution de la pression d'alimentation jusqu'à un point déter- miné inférieur à la pression atmosphérique, à faible puissr e ou au ralenti. Une soupape de décharge S est montée sur le coude G de manière à laisser échapper de l'air du conduit de sortie du compresseur F quand le volet H est fermé à un point tel que sans cet te échappée d'air, il y aurait des risques d'à-coups dus à l'engor- gement du compresseur d'air.
La fig. 2 représente une soupape de décharge convenable S ui comprend une enveloppe S1 ayant une partie intérieurement cylindrique formant guide S2 en un point intermédiaire de sa hauteur, un cylindre S3 de grand diamètre à son extrémité supérieure et une chambre S4 à son extrémité intérieure qui communique avec l'intérieur du coude G par un orifice T et est munie d'orifices latéraux Tl donnant à l'extérieur.
L'extrémité extérieure du cylindre S3 communique avec l'extérieur par un orifice 85é Un manchon U coulisse dans la partie S2 formant guide; l'extrémité inférieure du manchon U se prolonge par une tige Ul portant une soupape du type champignon U2 coopérant avec l'orifice T de manière à modifier couverture effective de celui-ci et à le fermer dans une de ses positions,
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L'extrémité extérieure du manchon U porte un piston V dispo- sé de manière à travailler dans le cylindre S3 et creusé intérieu- rement d'un alésage V1 dans lequel peut se déplacer en va-et-vient une valve pilote V2 qui y est logée de manière à pouvoir coulisser et commander les orifices V3 et V4 ouverts respectivement dans les extrémités opposées du manchon U et débouchant dans l'espace sous le piston V.
Un ressort W appuie sur la face externe du piston V tandis qu'un ressort W1 agit sur une extrémité de la valve pilote V, l'autre extrémité du ressort appuyant sur un épaulement réglable W2 logé dans l'extrémité supérieure du cylindre S3. Un passage X de petite section s'étend depuis l'intérieur du coude G, à travers'la valve V pour communiquer avec l'extrémité inté- rieure du manchon U.
Le fonctionnement de la valve S est le suivant.
La pression régnant dans le coude G est transmise le passage X à la face intérieure de la valve pilote V2 et est ainsi opposée à l'action du ressort Wl. Quand l'action du ressort Wl sur la valve pilote V2 dépasse l'intensité de la pression régnant dans le coude G, la valve pilote V2 descend et découvre lès orifices V3, laissant ainsi échapper de l'air de l'espace compris sous le. piston V, .et par conséquent le piston descend sous l'action du ressort W et découvre l'orifice T, ce mouvement vers le bas continuant jusqu'à ce que. les orifices V3 soient à nouveau recou- verts.
Si, d'autre part, l'intensité de la pression régnant dans le coude G sur la valve pilote V2 dépasse la force du ressort W1, la valve V2 monte et découvre les orifices V4 et l'air sous pression du coude G passe dans la chambre comprise sous le piston V, faisant remonter ce piston jusqu'à ce que les orifices V4 soient à nouveau recouverts.
Ainsi, à n'importe quel moment, la position du piston V et par conséquent de la soupape U 2 est déterminée par la pression régnant dans le coude G et le réglage de l'épaulement du ressort W2. Par un choix judicieux du ressort W1 et un réglage de l'épaule-
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ment W2, il est par conséquent possible d'assurer que pour une pression donnée régnant dans le coude G, la soupape U2 prendra une position correspondante prédéterminée et que cette soupape se fermera complètement pour une pression déterminée dans le coude G.
Le choix et le réglage du ressort Wl sont tels que, à la pression régnant dans le coude G, pression correspondant à une marche au ralenti du moteur, la soupape U2 sera ouverte de manière à laisser de l'air s'échapper ou s'écouler du coude G en volume suffisant pour assurer que le compresseur ne donne pas d'à-coups.
Quand la vitesse du moteur augmente et par conséquent la pression dans le coude G, la soupape U se' ferme progressivement suivant la loi prédéterminée de manière à permettre l'échappement devolumes d'air suffisants du\coude G aux bas régimes du moteur pour éviter des à-coups et se fermer complètement pour une pression corre on- dant approximativement à la vitesse minimum à laquelle le mo@@ur peut fonctionner en consommant tout l'air fournit par le compresser sans risque d'à-coups.
Dans un moteur suivant la présente invention la disposi- tion peut être telle que quand le dispositif à volet d'étrangle- ment fonctionne, celui-ci réduise la pression d'air aux lumières' d'admission du moteur alternatif et par conséquent la pression des gaz à l'entrée de la turbine,à des valeurs en substance inférieures à la pression de sortie du compresseur d'air.
L'écoulement massique d'air dans chaque cylindre peut être réduit par le dispositif à volet d'étranglement, d'une valeur normale représentant par exemple une fois et demi le volume des cylindres pendant chaque cycle, à une valeur représentant moins de la moitié du volume des cylindres et de préférence de l'ordre d'un quart de ce volume par cycle.
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The present ers has group q, 4 # * urs comprising a reciprocating internal combustion engine of the type with injection of liquid fuel and compression ignition and an air compressor driven at least partially by a turbine supplied by the exhaust gases of the engine reciprocating, and whose air compressor, in normal operation under load, delivers air at a pressure so substantially above atmospheric pressure, that a substantial part of the total compression ratio of the air and therefore of the temperature required for ignition of the fuel injected at the end of each compression stroke of the reciprocating engine is supplied by the compression reached in the air compressor device.
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When these power units are idling, under load or not, the compression ratio of the air compressor and consequently the temperature and density of the air at the end of each stroke, of the reciprocating engine compression become so reduced that one is obliged to make use of artificial ignition, for example by spark plugs or resistance heating plugs to obtain satisfactory operation of the engine. ,
The object of the present invention is to make it possible to completely or partially eliminate these artificial ignitions for running the engine at idle or under low load.
An engine unit of the type described above comprises according to the present invention a throttling device intended to reduce the air flow to the intake ports of the reciprocating internal combustion engine when the latter is idling or under low speed. load (hereinafter referred to simply as ra @@ nti) and thereby reduce the mass flow of air in the cylinders of the reciprocating engine and increase the amount of residual combustion products remaining in each cylinder at the end of the exhaust time .
Preferably, the throttle device comprises a throttle flap disposed in the air inlet passage or in each air inlet passage between the air compressor and the intake ports or ports. air from the reciprocating engine, in which case pressure relief valves are also preferably provided between the air compressor and the throttle device, and designed and arranged to allow air relief from the passage (s) of the engine. air supply when the engine is idling and thus prevent overpressure of the air compressor.
The present invention applies particularly to engine units of the type described, in which the reciprocating internal combustion engine is of the two-stroke type. since in these engines the efficiency of the sweeping is a function of the speed of the mass air flow with respect to the volume of the cylinder
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and a mass air flow of about one and a half times the volume of the cylinder is normally required to achieve good sweeping efficiency.
In engines of this type, the degree of cooling caused by the flow of scavenging air in the reciprocating engine is substantial and this, in combination with the reduced total compression ratio during idling, aggravates the difficulty of obtaining satisfactory ignition under these operating conditions.
however, according to the present invention, by reducing the mass flow of air through the intake ports of the idle reciprocating engine by means of a throttle device, not only the cooling caused by the flow of air in it. displacement is reduced, but the residual combustion products remaining in each cylinder at the end of each exhaust period providing the additional heating necessary to set the charge temperature during the: following compression time to a temperature at which ignition satisfactory is obtained.
In addition, the decrease in the density of the compressed air charge in each idle cylinder allows low power operation of the reciprocating engine with a rich mixture of air and fuel which tends to produce waste gases of a relatively high temperature compared to those containing a substantial amount of additional unburned air.
The power unit can be constructed in different ways, one of which will be described by way of example with reference to the accompanying drawings, in which:
Fig. 1 is a diagram of the motor unit and the device according to the invention.
Fig. 2 is a section through a valve forming part of the devices rerepresented in FIG, 1.
For simplicity, the engine control devices, except those relating to the invention and which are necessary for its understanding have been omitted.
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The motor group shown in fig. 1 of the drawings comprises an internal combustion engine A of the liquid fuel injection and compression ignition type, of the two-stroke type having air intake ducts B communicating with an intake manifold B1, and ducts d. 'exhaust C communicating with an exhaust manifold C1. The exhaust manifold C1 leads the exhaust gases to the intake of a turbine D, the exhaust outlet of which is indicated by D1, and the rotor of which is directly connected in a known manner to the rotor of a compressor. axial flow E having an air inlet E1 and an air outlet which leads to the admission of a centrifugal air compressor F driven mechanically by the motor A.
Thus, the turbine D and the axial flow compressor E form what is called a turbo-compressor, the compressor E representing the first stage of a two-stage air compressor system, the second stage of which is the compressor. mechanically driven centrifugal F. The output F1 of the compressor F communicates via an elbow G comprising deflector fins G1 with the air intake manifold B1.
A throttle flap H is disposed in the air intake manifold B1, as shown, at a point between the elbow G and the intake ducts B.
The rotor of the axial flow compressor E can also be arranged so as to be driven by the rotor of the centrifugal compressor E2 or to transmit a torque to it, and therefore to be driven by the motor A or to transmit a torque to it, by a mechanism transmission allowing variations of the relative speeds of the crankshaft (s) of the engine and of the rotor of the compressor E, for example a hydraulic transmission or an infinitely variable speed transmission as is the case for the power unit described in British Patent No. 663 .296.
The throttle flap E is controlled by a link H connected to the outer end of the piston rod J of the piston
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J1 of a servo-motor hydraulic device J2. The cylinder of the servo-motor device J2 contains a spring J3 acting on the piston in the opening direction of the throttle flap H, the end of the cylinder remote from the spring being connected by a pipe K to a control slide K1 containing a piston-valve
K2 normally held by a spring K3 in the position shown, in which it closes the end of the pipe L.
The two ends of the servo-cylinder M3 also communicate respectively through the two pipes L2 and L3, with slots of a control slide N of the type with two pistons mounted on the same axis, arranged so as to control the passage of the fluid, under pressure from a supply line as well as its return, towards the ends' to the cylinder M3 in a known manner ,, so that an upward movement of the control piston Nl of the spool N from a position neutral allows fluid to admit the upper end of cylinder M3 and allow fluid to escape from the lower part of this cylinder, and vice versa.
The control spool N1 is connected by its rod'N2 to a lever 0, a diaphragm O1 and an evacuated barometric chamber O2 so that the valve O1 is not influenced by changes in atmospheric pressure, while the upper face of the diaphragm O1 is subjected to the pressure prevailing in the intake manifold
B-, called supply pressure. ,
The lever 0 is articulated at 03 and one end of a coil spring P attacks it at point 04, the other end bears on a roller P1 which can be adjusted in height so as to vary the length of the spring by means of 'a Q cam mounted on a Q1 axis.
The axis Ql also carries a cam Q2 which carries by the intermediary of a roller R on an intermediate point of a lever Rl actuating the normal control mechanism for the adjustment of the fuel injection pump (s) of engine A.
A movement of the axis Q1 simultaneously changes the setting of the fuel injection pump (s) of the engine so as to
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controlling the power of the motor and the adjustment of the spring P according to a predetermined law.
The profile and the arrangement of the cam Q2, its follower roller and the mechanism relating thereto are such that for a part of the displacement of the axis Ql corresponding to the low power speed of the engine, the follower roller can be brought to follow one or the other of the two profiles Q4 or Q5 depending on the engine operating conditions, for example, in the case of an aircraft engine, if the latter operates in flight conditions that do not require substance that little power, or the ground for a takeoff.
The servo-piston M1 is connected by a rod M4 to a device (not shown) maintaining the necessary supply pressure in the intake manifold B1 in a known manner, for example to the mechanism controlling the ratio of a variable speed transmission connecting the rotor of compressor E to the motor
Thus, for a given adjustment of the spring P, the servo-mechanism comprising the control spool N and the servo-device M1, M3, M4 operates so as to maintain the chosen supply pressure for normal operating conditions.
For low supply pressure, for example at idle or at low power, when supercharging is not required and the engine is operating normally with a pressure in the intake manifold close to atmospheric pressure the following operations take place .
When these operating conditions are reached, the piston M1 rises and remains in its upper position since the adjustment of the spring P requires a supply pressure even less than atmospheric pressure, the valve K2 is lifted by the head M2 of the rod M, and pressurized fluid passes from the pipes L and L3, which under these conditions are connected by the control valve N to the source of pressurized fluid, in the end of the cylinder J furthest from the spring J2.
The piston Jl moves to the left, closes the throttle flap H and thus reduces the pressure in the intake manifold B1 to a
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pressure less than atmospheric pressure, this reduction depending on the adjustment of the spring P since the control slide
N and therefore the position of the piston M1 are still controlled by the supply pressure and if, therefore, the pressure acting on the diaphragm 01 falls below the pressure corresponding to the setting of the spring P, the valve will move so to lower the piston M2 and thus cut off the fluid inlet on the right side of cylinder J2 and allow fluid to escape from its left end through the upper end of cylinder M3.
It is therefore clear that for supply pressures higher or lower than atmospheric pressure, the pressure is adjusted by the servo-mechanism so as to maintain the value determined by the cam Q, the device thus providing the reduction. supply pressure to a determined point below atmospheric pressure, at low power or at idle speed. A relief valve S is mounted on the elbow G so as to let air escape from the outlet duct of the compressor F when the flap H is closed to such an extent that without this escape of air there would be risk of jerks due to clogging of the air compressor.
Fig. 2 shows a suitable relief valve S ui comprises a shell S1 having an internally cylindrical guide portion S2 at a point intermediate its height, a cylinder S3 of large diameter at its upper end, and a chamber S4 at its inner end which communicates with the interior of the elbow G by an orifice T and is provided with lateral orifices Tl leading to the outside.
The outer end of the cylinder S3 communicates with the outside through an orifice 85é A sleeve U slides in the portion S2 forming a guide; the lower end of the sleeve U is extended by a rod U1 carrying a valve of the mushroom type U2 cooperating with the orifice T so as to modify the effective coverage of the latter and to close it in one of its positions,
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The outer end of the sleeve U carries a piston V arranged so as to work in the cylinder S3 and hollowed out inside a bore V1 in which a pilot valve V2 can move back and forth therein. housed so as to be able to slide and control the openings V3 and V4 respectively open in the opposite ends of the sleeve U and opening into the space under the piston V.
A spring W presses on the outer face of the piston V while a spring W1 acts on one end of the pilot valve V, the other end of the spring pressing on an adjustable shoulder W2 housed in the upper end of the cylinder S3. A small section X passage extends from the inside of the elbow G, through the valve V to communicate with the inner end of the sleeve U.
The operation of the valve S is as follows.
The pressure prevailing in the elbow G is transmitted through the passage X to the inner face of the pilot valve V2 and is thus opposed to the action of the spring Wl. When the action of the spring W1 on the pilot valve V2 exceeds the intensity of the pressure prevailing in the elbow G, the pilot valve V2 descends and discovers the orifices V3, thus allowing air to escape from the space included under the . piston V,. and consequently the piston descends under the action of the spring W and discovers the orifice T, this downward movement continuing until. the V3 orifices are again covered.
If, on the other hand, the intensity of the pressure prevailing in the elbow G on the pilot valve V2 exceeds the force of the spring W1, the valve V2 goes up and uncovers the ports V4 and the pressurized air from the elbow G passes into the chamber included under the piston V, making this piston go up until the openings V4 are again covered.
Thus, at any time, the position of the piston V and consequently of the valve U 2 is determined by the pressure prevailing in the elbow G and the adjustment of the shoulder of the spring W2. By a judicious choice of the spring W1 and an adjustment of the shoulder-
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ment W2, it is therefore possible to ensure that for a given pressure prevailing in the elbow G, the valve U2 will take a corresponding predetermined position and that this valve will close completely for a determined pressure in the elbow G.
The choice and adjustment of the spring Wl are such that, at the pressure prevailing in the elbow G, the pressure corresponding to idling of the engine, the valve U2 will be opened so as to let air escape or s' flow from elbow G in sufficient volume to ensure that the compressor does not jerk.
As the engine speed increases and consequently the pressure in the elbow G, the valve U gradually closes according to the predetermined law so as to allow the escape of sufficient volumes of air from the elbow G at low engine speeds to avoid jerk and close completely at a pressure corresponding to approximately the minimum speed at which the motor can operate consuming all the air supplied by the compressor without the risk of jerking.
In an engine according to the present invention the arrangement may be such that when the throttle valve device is in operation it reduces the air pressure at the intake ports of the reciprocating engine and hence the pressure. gases at the inlet of the turbine, at values substantially lower than the outlet pressure of the air compressor.
The mass flow of air in each cylinder can be reduced by the throttle valve device, from a normal value representing for example one and a half times the volume of the cylinders during each cycle, to a value representing less than half. the volume of the cylinders and preferably of the order of a quarter of this volume per cycle.
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