FR3062186A1 - BALANCING SYSTEM FOR BALANCING AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE - Google Patents
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Abstract
Un système d'équilibrage (22) pour équilibrer un moteur à combustion interne (10) comporte un premier organe tournant d'équilibrage de basculement (24A) tournant autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement (102A) non parallèle à l'axe de référence (100), et ayant un premier balourd dynamique par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement (102A), un deuxième organe tournant d'équilibrage de basculement (24B) tournant autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) non parallèle à l'axe de référence (100), et ayant un deuxième balourd dynamique par rapport au deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B), et un mécanisme d'entraînement synchronisé (28) pour entraîner le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) en rotation à des vitesses égales et en sens opposé, de telle sorte que le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) génèrent ensemble sur le bloc moteur (12) un couple de compensation de basculement autour de l'axe géométrique de référence (100).A balancing system (22) for balancing an internal combustion engine (10) includes a first tilt-balancing rotating member (24A) rotating about a first tilt-balancing axis (102A) not parallel to the reference axis (100), and having a first dynamic unbalance with respect to the first tilt balancing axis (102A), a second tilt balancing rotating member (24B) rotating about a second balancing axis tilting member (102B) not parallel to the reference axis (100), and having a second dynamic unbalance with respect to the second tilt balancing axis (102B), and a synchronous driving mechanism (28) for driving the first tilt balancing member (24A) the second tilt balancing member (24B) rotating at equal speeds and in opposite directions, such that the first tilt balancing member (24A) and the second tilt balancing member (24A); body of Tilt balancing (24B) generates on the engine block (12) a tilt compensation torque around the reference geometrical axis (100).
Description
Titulaire(s) :Holder (s):
PAQUIEN MARC.PAQUIEN MARC.
NTN-SNR ROULEMENTS.NTN-SNR BEARINGS.
(® Mandataire(s) : ALATIS.(® Agent (s): ALATIS.
® SYSTEME D'EQUILIBRAGE POUR EQUILIBRER UN MOTEUR A COMBUSTION INTERNE.® BALANCING SYSTEM FOR BALANCING AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE.
FR 3 062 186 - A1 (57) un système d'équilibrage (22) pour équilibrer un moteur à combustion interne (10) comporte un premier organe tournant d'équilibrage de basculement (24A) tournant autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement (102A) non parallèle à l'axe de référence (100), et ayant un premier balourd dynamique par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement (102A), un deuxième organe tournant d'équilibrage de basculement (24B) tournant autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) non parallèle à l'axe de référence (100), et ayant un deuxième balourd dynamique par rapport au deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B), et un mécanisme d'entraînement synchronisé (28) pour entraîner le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) en rotation à des vitesses égales et en sens opposé, de telle sorte que le premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et le deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) génèrent ensemble sur le bloc moteur (12) un couple de compensation de basculement autour de l'axe géométrique de référence (100).FR 3 062 186 - A1 (57) a balancing system (22) for balancing an internal combustion engine (10) comprises a first tilting balancing rotating member (24A) rotating around a first balancing axis tilt (102A) not parallel to the reference axis (100), and having a first dynamic unbalance relative to the first tilt balancing axis (102A), a second rotating tilt balancing member (24B) rotating around a second tilt balancing axis (102B) not parallel to the reference axis (100), and having a second dynamic unbalance with respect to the second tilt balancing axis (102B), and a mechanism d synchronized drive (28) for driving the first tilt balancing member (24A) the second tilt balancing member (24B) rotating at equal speeds and in opposite directions, so that the first tilting member tilt balancing (24A) and l e second tilt balancing member (24B) together generate on the engine block (12) a tilt compensation torque around the geometric reference axis (100).
SYSTEME D'EQUILIBRAGE POUR EQUILIBRER UN MOTEUR A COMBUSTION INTERNEBALANCING SYSTEM FOR BALANCING AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE
DOMAINE TECHNIQUE DE L'INVENTION [0001] L’ invention se rapporte à l'équilibrage des moteurs à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs.TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION The invention relates to the balancing of internal combustion engines with one or more reciprocating pistons.
ÉTAT DE LA TECHNIQUE ANTÉRIEURE [0002] Les moteurs à combustion interne conventionnels utilisent un mécanisme bielle-manivelle pour convertir le mouvement alternatif d'un piston en un mouvement de rotation d'un vilebrequin. Le piston se déplace en va-et-vient dans un alésage de cylindre dont une extrémité est fermée par une culasse. Le mouvement alternatif du piston définit un changement de volume interne du cylindre, ce dernier étant minimum lorsque le piston est proche de la culasse et maximum lorsque le piston est le plus éloigné de la culasse.PRIOR ART [0002] Conventional internal combustion engines use a connecting rod-crank mechanism to convert the reciprocating movement of a piston into a rotational movement of a crankshaft. The piston moves back and forth in a cylinder bore, one end of which is closed by a cylinder head. The reciprocating movement of the piston defines a change in internal volume of the cylinder, the latter being minimum when the piston is close to the cylinder head and maximum when the piston is furthest from the cylinder head.
[0003] Le piston fait un aller-retour par tour de vilebrequin. Chaque course complète, de la position de volume minimum à la position de volume maximum ou inversement, est appelée un temps du moteur. Dans un moteur à quatre temps, l'air comburant est aspiré dans le volume lors du premier temps. Le couple est appliqué à partir du vilebrequin pour comprimer l'air comburant au cours du deuxième temps et former un mélange entre le comburant et le carburant. Le mélange est converti en chaleur et en pression dans la chambre de combustion lorsque le volume est proche de son minimum. La pression agit sur le piston, créant un couple sur le vilebrequin durant le troisième temps. L'amplitude du couple varie avec le rapport de transformation variable du mécanisme bielle-manivelle et avec la pression dans le cylindre, qui diminue à raison de l'augmentation du volume créé par le mouvement du piston. Les gaz de combustion sont évacués durant le quatrième temps.The piston makes a round trip per revolution of the crankshaft. Each complete stroke, from the minimum volume position to the maximum volume position or vice versa, is called an engine time. In a four-stroke engine, the combustion air is drawn into the volume during the first stroke. Torque is applied from the crankshaft to compress the combustion air during the second stage and form a mixture between the oxidant and the fuel. The mixture is converted into heat and pressure in the combustion chamber when the volume is close to its minimum. The pressure acts on the piston, creating a torque on the crankshaft during the third time. The amplitude of the torque varies with the variable transformation ratio of the connecting rod-crank mechanism and with the pressure in the cylinder, which decreases due to the increase in volume created by the movement of the piston. The combustion gases are removed during the fourth stage.
[0004] Les quatre temps nécessitent deux rotations complètes du vilebrequin. Le couple sur le vilebrequin généré par un cylindre de moteur à quatre temps est quasinul au cours des quatrième et premier temps, légèrement résistant lors du deuxième temps, et fortement moteur au cours du troisième temps. Cette impulsion de couple engendre un couple de sortie du vilebrequin qui oscille autour de sa moyenne, ces variations devant être gérées par la chaîne cinématique de transmission en aval du moteur.The four times require two complete rotations of the crankshaft. The torque on the crankshaft generated by a four-stroke engine cylinder is almost zero during the fourth and first stages, slightly resistant during the second stages, and strongly engine during the third stages. This torque pulse generates an output torque of the crankshaft which oscillates around its average, these variations having to be managed by the kinematic chain of transmission downstream of the engine.
[0005] Aux efforts transmis par chaque bielle à la manivelle associée du vilebrequin correspondent des efforts appliqués au cylindre correspondant: d'une part, la pression s'exerçant dans la chambre de combustion a une résultante non nulle qui s'exerce sur la culasse, dans l'axe de translation du piston; d'autre part, les efforts exercés par le piston sur la chemise génèrent des efforts ayant une résultante sensiblement radiale par rapport à l'axe de translation du piston, et orientés, par rapport à cet axe, à l'opposé de la bielle. Des efforts sensiblement opposés aux précédents sont appliqués par le vilebrequin aux paliers de guidage formés dans le bloc moteur. L'ensemble des efforts appliqués au bloc moteur présente une résultante non nulle et génère des couples, cette résultante et ces couples étant repris par les supports du bloc moteur. On s'intéressera dans la suite essentiellement à deux composantes transmises aux supports du bloc moteur : d'une part la composante de la résultante des efforts qui est perpendiculaire à Taxe de révolution et parallèle à l'axe de translation des pistons, dite pilon, et d'autre part le couple exercé autour de l'axe de révolution du vilebrequin, dit couple de basculement.The forces transmitted by each connecting rod to the associated crank of the crankshaft correspond to the forces applied to the corresponding cylinder: on the one hand, the pressure exerted in the combustion chamber has a non-zero resultant which is exerted on the cylinder head , in the axis of translation of the piston; on the other hand, the forces exerted by the piston on the jacket generate forces having a substantially radial resultant with respect to the axis of translation of the piston, and oriented, with respect to this axis, opposite to the connecting rod. Forces substantially opposite to the previous ones are applied by the crankshaft to the guide bearings formed in the engine block. All the forces applied to the engine block have a non-zero result and generate torques, this result and these torques being taken up by the supports of the engine block. In the following, we will focus mainly on two components transmitted to the engine block supports: on the one hand, the component of the result of the forces which is perpendicular to the revolution tax and parallel to the axis of translation of the pistons, called the pestle, and on the other hand the torque exerted around the axis of revolution of the crankshaft, said tilting torque.
[0006] Le nombre d'événements de combustion par tour du vilebrequin détermine l'ordre de l'harmonique principale du couple de sortie oscillant, du couple de basculement du bloc moteur sur ses supports, et du pilon. Pour un moteur à quatre temps, le nombre d’événements de combustion par tour de vilebrequin est égal à la moitié du nombre de cylindres. Ainsi, un moteur à quatre temps à quatre cylindres a une harmonique principale d'ordre deux ; un moteur à six cylindres à quatre temps a une harmonique principale de troisième ordre. Lorsque le nombre de cylindres augmente, la fréquence de l'harmonique principale du couple de sortie et du mouvement oscillant du moteur augmente, alors que les amplitudes crête-à-crête du couple de basculement et du couple moteur diminuent, ce qui diminue le bruit et les vibrations transmises. Pour un moteur à deux temps, le nombre d’événements de combustion par tour de vilebrequin est égal au nombre de cylindres.The number of combustion events per revolution of the crankshaft determines the order of the main harmonic of the oscillating output torque, of the tilting torque of the engine block on its supports, and of the pestle. For a four-stroke engine, the number of combustion events per revolution of the crankshaft is half the number of cylinders. Thus, a four-cylinder four-stroke engine has a main harmonic of order two; a four-stroke six-cylinder engine has a third-order main harmonic. As the number of cylinders increases, the frequency of the main harmonic of the output torque and the oscillating movement of the motor increases, while the peak-to-peak amplitudes of the tilting torque and the motor torque decrease, which reduces noise and transmitted vibrations. For a two-stroke engine, the number of combustion events per revolution of the crankshaft is equal to the number of cylinders.
[0007] Le pilon et le couple de basculement ont la même fréquence, mais sont déphasés l'un par rapport à l'autre, le maximum du pilon pour un cylindre intervenant au début du troisième temps, alors que le maximum du couple de basculement est constaté au milieu du troisième temps.The pestle and the tilting torque have the same frequency, but are out of phase with each other, the maximum of the pestle for a cylinder occurring at the start of the third stage, while the maximum of the tilting torque is found in the middle of the third beat.
[0008] Par ailleurs, le nombre de cylindres d'un moteur à combustion interne joue un rôle important dans la détermination des caractéristiques de frottement et de rejet de chaleur du moteur. Pour un déplacement donné, un nombre plus faible de cylindres se traduira généralement par une meilleure efficacité thermique et un frottement plus faible, ces deux facteurs se conjuguant pour diminuer la consommation de carburant. Ainsi, on constate chez les motoristes une volonté de diminuer le nombre de cylindres pour une application donnée. Comme expliqué précédemment, ce souhait des motoristes est conflictuel avec le souhait de maîtriser les vibrations, les bruits et les variations de couple moteur.[0008] Furthermore, the number of cylinders of an internal combustion engine plays an important role in determining the friction and heat rejection characteristics of the engine. For a given displacement, a lower number of cylinders will generally result in better thermal efficiency and lower friction, these two factors being combined to reduce fuel consumption. Thus, we see in engine manufacturers a desire to reduce the number of cylinders for a given application. As explained above, this desire of engine manufacturers is in conflict with the desire to control vibrations, noises and variations in engine torque.
[0009] Des technologies existent pour atténuer les effets du déplacement sur les supports de moteur, mais ces technologies ont généralement une plage fréquentielle d'atténuation qui est faible, qui ne permet pas de gérer toute la plage de vitesse du moteur. Lesdites technologies sont habituellement appliquées à la plus basse fréquence de résonance du système. Les fréquences restantes générées par la plage de fonctionnement du moteur restent problématiques.Technologies exist to mitigate the effects of displacement on the engine supports, but these technologies generally have a frequency range of attenuation which is low, which does not make it possible to manage the entire speed range of the engine. These technologies are usually applied at the lowest resonant frequency in the system. The remaining frequencies generated by the engine operating range remain problematic.
[0010] Afin d'atténuer les vibrations, les variations de couple moteur et le bruit sur l'ensemble de la plage de fonctionnement du moteur, il a été proposé dans le document US2014230771 d'équiper le moteur d'un dispositif d'équilibrage dit à nutation, qui comprend un coupleur couplé au vilebrequin du moteur de façon à être entraîné en rotation par le vilebrequin autour d'un axe perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin, et une masse tournante couplée au coupleur, ce dernier étant configuré pour entraîner la masse tournante en synchronisation avec le vilebrequin. Le coupleur permet de faire varier le positionnement de la masse tournante pour la rapprocher ou l'éloigner de l'axe de révolution du coupleur. Mais le mécanisme est particulièrement complexe et son prix de revient très élevé.In order to attenuate vibrations, variations in engine torque and noise over the entire engine operating range, it was proposed in document US2014230771 to equip the engine with a balancing device said nutation, which comprises a coupler coupled to the engine crankshaft so as to be rotated by the crankshaft about an axis perpendicular to the axis of revolution of the crankshaft, and a rotating mass coupled to the coupler, the latter being configured to drive the rotating mass in synchronization with the crankshaft. The coupler makes it possible to vary the positioning of the rotating mass in order to bring it closer or away from the axis of revolution of the coupler. However, the mechanism is particularly complex and its cost price very high.
EXPOSE DE L'INVENTION [0011] L’ invention vise à remédier aux inconvénients de l’état de la technique et à proposer des moyens pour équilibrer un moteur à combustion interne.PRESENTATION OF THE INVENTION The invention aims to remedy the drawbacks of the prior art and to propose means for balancing an internal combustion engine.
[0012] Pour ce faire est proposé, selon un premier aspect de l'invention, une méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs, comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence, méthode suivant laquelle :To do this is proposed, according to a first aspect of the invention, a method of balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons, comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block of the internal combustion engine around a geometric reference axis, method according to which:
on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement ayant un premier balourd dynamique, et on entraîne en rotation par rapport au un bloc moteur autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, un deuxième organe d'équilibrage de basculement ayant un deuxième balourd dynamique, en synchronisant la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement et du deuxième organe d’équilibrage de basculement de telle sorte que le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement génèrent ensemble sur le bloc moteur au moins un couple de compensation de basculement autour de l’axe géométrique de référence.is driven in rotation relative to the engine block about a first tilt balancing axis not parallel to the reference axis, at a speed of revolution having a predetermined ratio with the speed of revolution of the crankshaft, a first member d tilting balancing having a first dynamic unbalance, and is driven in rotation relative to a motor unit about a second tilting balancing axis not parallel to the reference axis, at a speed of revolution of equal amplitude and opposite to the speed of revolution of the first tilt balancing member, a second tilt balancing member having a second dynamic unbalance, synchronizing the rotation of the first tilt balancing member and the second tilt balancing such that the first tilt balancing member and the second tilt balancing member generate together on the engine block at least one tilt compensation torque around the geometric reference axis.
[0013] Par balourd dynamique, on entend ici une répartition des masses telle que l’axe principal d’inertie du corps considéré n’est ni confondu avec l’axe de rotation (absence totale de balourd) ni parallèle à l’axe de rotation (balourd statique). Il peut s’agir d’un balourd de couple, c’est-à-dire d’une répartition de masses qui se traduit par un axe principal d’inertie sécant avec l’axe de rotation, ou d’un balourd dynamique non particulier, à savoir un balourd superposant un balourd de couple et un balourd statique, se caractérisant par un axe principal d’inertie non parallèle à l’axe de rotation et non sécant avec l’axe de rotation.By dynamic unbalance is meant here a distribution of the masses such that the main axis of inertia of the body considered is neither confused with the axis of rotation (total absence of unbalance) nor parallel to the axis of rotation (static unbalance). It may be a torque unbalance, i.e. a distribution of masses which results in a main axis of inertia intersecting with the axis of rotation, or a dynamic unbalance not particular, namely an unbalance superimposing a torque unbalance and a static unbalance, characterized by a main axis of inertia not parallel to the axis of rotation and not intersecting with the axis of rotation.
[0014] Le mouvement de rotation du premier organe d’équilibrage de basculement autour du premier axe d’équilibrage de basculement et le mouvement de rotation du deuxième organe d’équilibrage de basculement autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement étant guidés par rapport au bloc moteur, en pratique par des paliers, la rotation synchronisée des deux organes d’équilibrage de basculement engendre au niveau du bloc moteur un couple de compensation qui vient compenser au moins partiellement le couple de basculement.The rotational movement of the first tilt balancing member about the first tilt balancing axis and the rotational movement of the second tilt balancing member around the second tilt balancing axis being guided relative at the engine block, in practice by bearings, the synchronized rotation of the two tilting balancing members generates at the engine block a compensating torque which at least partially compensates for the tilting torque.
[0015] En pratique, la vitesse de rotation du premier axe d'équilibrage de basculement sera égale à la vitesse de révolution du vilebrequin ou à un multiple de cette vitesse. Le rapport prédéterminé entre la vitesse de révolution du vilebrequin et la vitesse de révolution des organes d’équilibrage de basculement dépend du type de moteur. Pour un moteur à quatre temps, ce rapport sera de deux, alors que pour un moteur à deux temps il sera de un. On s’assure ainsi que le couple de compensation engendré par les organes d’équilibrage de basculement en rotation a la même fréquence que le couple de basculement.In practice, the speed of rotation of the first tilt balancing axis will be equal to the speed of revolution of the crankshaft or a multiple of this speed. The predetermined ratio between the speed of revolution of the crankshaft and the speed of revolution of the tilting balancing members depends on the type of engine. For a four-stroke engine, this ratio will be two, while for a two-stroke engine it will be one. This ensures that the compensation torque generated by the swing tilt balancing members has the same frequency as the tilt torque.
[0016] En pratique, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement, le plan de symétrie de basculement étant de préférence perpendiculaire à l’axe géométrique de référence. On évite ainsi de générer sur le bloc moteur des couples ou des efforts résultants non utiles à la compensation du couple de basculement, et notamment un effort dans la direction de l’axe de référence.In practice, the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are symmetrical to each other with respect to a tilt symmetry plane, the tilt symmetry plane being preferably perpendicular to the geometric reference axis. This avoids generating on the engine block the resulting torques or forces not useful for compensating the tilting torque, and in particular a force in the direction of the reference axis.
[0017] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont parallèles. On évite ainsi de générer un effort résultant dans la direction de la bissectrice des deux axes d’équilibrage de basculement.Preferably, the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are parallel. This avoids generating a force resulting in the direction of the bisector of the two tilt balancing axes.
[0018] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on entraîne le premier organe d'équilibrage de basculement à l'aide d'une première liaison cinématique entre le vilebrequin et le premier organe d'équilibrage de basculement et l'on entraîne le deuxième organe d'équilibrage de basculement à l'aide d'une deuxième liaison cinématique entre le vilebrequin et le deuxième organe d'équilibrage de basculement ou entre le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement. En pratique, la première liaison cinématique peut comporter un renvoi d’angle.According to a particularly advantageous embodiment, the first tilting balancing member is driven using a first kinematic connection between the crankshaft and the first tilting balancing member and the second is driven tilting balancing member using a second kinematic connection between the crankshaft and the second tilting balancing member or between the first tilting balancing member and the second tilting balancing member. In practice, the first kinematic link may include a bevel gear.
[0019] L' alternative consistant à prévoir un entraînement auxiliaire autonome, asservi en vitesse par une mesure de la vitesse de révolution du vilebrequin, par exemple par moteur électrique, reste possible.The alternative consisting in providing an independent auxiliary drive, controlled by speed by measuring the speed of revolution of the crankshaft, for example by electric motor, remains possible.
[0020] Suivant un mode de réalisation, on synchronise la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement et du deuxième organe d’équilibrage de basculement de telle sorte que le couple de compensation de basculement généré soit maximal, en valeur absolue, sur un tour du premier organe d’équilibrage de basculement, lorsque le vilebrequin se trouve dans une position angulaire prédéterminée faisant un angle a par rapport à une position de référence du vilebrequin, qui est une position de point mort haut d'un cylindre du moteur à combustion interne. L'angle a est de préférence compris entre 0° et 50° dans le sens de révolution du vilebrequin. L'angle a se situe aux environs du maximum d'effort du piston sur la chemise dû à la combustion et vaut généralement entre 20° et 40°, typiquement environ 30°. Cet angle est dépendant des paramètres de combustion et de la cinématique de l'attelage mobile. On peut choisir une valeur de l'angle a constante, qui sera un bon compromis entre les différentes conditions d'utilisation rencontrées, ou l'on peut faire varier l'angle a pour affiner l'atténuation du couple de basculement dans tous les cas de fonctionnement. Ainsi, suivant un mode de réalisation préféré, on module l'angle a en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. Le ou les paramètres de phasage comprennent de préférence au moins l'un des paramètres suivants : la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, ou la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. L’information de pression du cylindre peut être estimée ou mesurée.According to one embodiment, the rotation of the first tilting balancing member and the second tilting balancing member is synchronized so that the tilting compensation torque generated is maximum, in absolute value, over a turn of the first tilt balancing member, when the crankshaft is in a predetermined angular position making an angle a with respect to a reference position of the crankshaft, which is a top dead center position of a cylinder of the combustion engine internal. The angle a is preferably between 0 ° and 50 ° in the direction of revolution of the crankshaft. The angle a is located around the maximum force of the piston on the jacket due to combustion and is generally between 20 ° and 40 °, typically about 30 °. This angle is dependent on the combustion parameters and the kinematics of the mobile coupling. We can choose a constant angle a value, which will be a good compromise between the different conditions of use encountered, or we can vary the angle a to refine the attenuation of the tilting torque in all cases Operating. Thus, according to a preferred embodiment, the angle a is modulated as a function of one or more phasing parameters from among operating parameters of the engine. The phasing parameter or parameters preferably comprise at least one of the following parameters: the revolution speed of the crankshaft, the engine torque, the power delivered by the engine, the angle of the crankshaft corresponding to a maximum pressure in a cylinder of the engine, or the maximum value of the pressure reached in an engine cylinder. The cylinder pressure information can be estimated or measured.
[0021] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement, de préférence parallèle à l’axe géométrique de référence. De préférence, et pour tenir compte de l'encombrement des autres éléments de la chaîne cinématique de propulsion, le plan géométrique d'équilibrage de basculement est distant de l'axe géométrique de révolution du vilebrequin.Preferably, the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are located in a geometric tilt balancing plane, preferably parallel to the geometric reference axis. Preferably, and to take account of the space occupied by the other elements of the propulsion kinematic chain, the geometrical tilt balancing plane is distant from the geometrical axis of revolution of the crankshaft.
[0022] Suivant un mode de réalisation préféré, le premier organe d’équilibrage de basculement comporte une première masse d'équilibrage de basculement ayant une première valeur Mi et un premier centre de gravité situé d'un premier côté d’un plan de référence contenant l’axe de référence et perpendiculaire au plan d’équilibrage de basculement, à une distance Di du plan de référence et à une distance Ei du premier axe d'équilibrage de basculement, le deuxième organe d’équilibrage de basculement comporte une deuxième masse d'équilibrage de basculement ayant une deuxième valeur M2 et un deuxième centre de gravité situé du premier côté du plan de référence à une distance D2 du plan de référence et à une distance E2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement, et l’on fait varier au moins une des distances Di, Ei, et au moins une des distances D2, E2, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. De préférence l’on fait varier Di, Ei, D2, et/ou E2, de telle sorte que :According to a preferred embodiment, the first tilt balancing member comprises a first tilt balancing mass having a first value Mi and a first center of gravity located on a first side of a reference plane containing the reference axis and perpendicular to the tilting balancing plane, at a distance Di from the reference plane and at a distance Ei from the first tilting balancing axis, the second tilting balancing member comprises a second mass tilt balance having a second value M2 and a second center of gravity located on the first side of the reference plane at a distance D2 from the reference plane and at a distance E2 from the second tilt balancing axis, and one varies at least one of the distances Di, Ei, and at least one of the distances D2, E2, as a function of one or more control parameters among operating parameters engine. Preferably, Di, Ei, D2, and / or E2 are varied, so that:
D1. E^ = M2.D2.E2 [0023] En pratique, et suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la valeur Mi de la première masse d'équilibrage de basculement et la valeur M2 de la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont égales, et la première masse d'équilibrage de basculement et la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie de basculement. On obtient ainsi une symétrie pour le mécanisme d'équilibrage, qui permet par exemple de minimiser le nombre de pièces différentes et le temps de mise au point.D 1 . E ^ = M 2 .D 2 .E 2 In practice, and according to a particularly advantageous embodiment, the value Mi of the first tilting balancing mass and the value M2 of the second balancing mass of tilt are equal, and the first tilt balancing mass and the second tilt balancing mass are symmetrical to each other with respect to the tilt plane of symmetry. Symmetry is thus obtained for the balancing mechanism, which makes it possible for example to minimize the number of different parts and the development time.
[0024] Suivant différents modes de réalisation, le ou les paramètres de pilotage incluent un ou plusieurs des paramètres suivants : la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur, et de préférence au moins la vitesse de révolution du vilebrequin en combinaison avec au moins un deuxième paramètre parmi les paramètres suivants : le couple moteur, la puissance moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. En pratique, plusieurs paramètres pourront être retenus et utilisés simultanément ou non.According to different embodiments, the control parameter or parameters include one or more of the following parameters: the revolution speed of the crankshaft, the engine torque, the engine power, the angle of the crankshaft corresponding to a maximum pressure in a engine cylinder, the maximum value of the pressure reached in an engine cylinder, and preferably at least the speed of revolution of the crankshaft in combination with at least one second parameter from the following parameters: engine torque, engine power, l angle of the crankshaft corresponding to a maximum pressure in an engine cylinder, the maximum value of the pressure reached in an engine cylinder. In practice, several parameters can be retained and used simultaneously or not.
[0025] Suivant un mode de réalisation, on fait varier la distance entre la première masse d’équilibrage de basculement et le premier axe d’équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. Mais cette solution nécessite un apport d’énergie important pour vaincre la force centrifuge engendrée par la rotation de l’organe d’équilibrage de basculement. Suivant un mode de réalisation alternatif préféré, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement est constante, et l’on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. On minimise ainsi l'énergie à fournir pour déplacer la première masse d'équilibrage, car il n'est pas besoin de vaincre la force centrifuge. Le mécanisme assurant le déplacement de la première masse d'équilibrage de basculement est relativement simple, puisqu'il ne nécessite qu'un degré de liberté de translation. Naturellement, on prévoit de faire varier la position de la deuxième masse d’équilibrage de basculement de manière analogue à la première masse d’équilibrage de basculement.According to one embodiment, the distance between the first tilt balancing mass and the first tilt balancing axis is varied as a function of the engine operating parameter or parameters. However, this solution requires a significant supply of energy to overcome the centrifugal force generated by the rotation of the tilt balancing member. According to a preferred alternative embodiment, the distance between the first tilt balancing mass and the first tilt balancing axis is constant, and the distance between the first tilt balancing mass and the variation is varied. reference plane as a function of the engine operating parameter (s). This minimizes the energy required to move the first balancing mass, since there is no need to overcome the centrifugal force. The mechanism ensuring the displacement of the first tilting balancing mass is relatively simple, since it only requires a degree of freedom of translation. Naturally, provision is made to vary the position of the second tilt balancing mass in a manner similar to the first tilt balancing mass.
[0026] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence de telle manière que, pour chaque vitesse de révolution du vilebrequin dans une plage de vitesses de révolution donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence est une fonction monotone du couple moteur. Ce mode de réalisation se traduit par un couple de basculement qui est lui-même une fonction monotone, en l'occurrence une fonction croissante, du couple moteur, à vitesse de révolution du vilebrequin constante.According to a particularly advantageous embodiment, the distance between the first tilting balancing mass and the reference plane is varied so that, for each revolution speed of the crankshaft in a given range of revolution speeds , the distance between the first tilt balancing weight and the reference plane is a monotonic function of the engine torque. This embodiment results in a tilting torque which is itself a monotonous function, in this case an increasing function, of the engine torque, at constant speed of revolution of the crankshaft.
[0027] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence de telle manière que, pour chaque couple moteur dans une plage de couples moteurs donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence est une fonction monotone de la vitesse de révolution du vilebrequin, au moins lorsque la vitesse de révolution du vilebrequin est supérieure à un seuil prédéterminé de vitesse. Ce mode de réalisation se traduit par un couple de basculement qui est lui-même, en valeur algébrique, une fonction monotone, en l'occurrence une fonction décroissante, de la vitesse de révolution du vilebrequin à couple moteur constant, au moins lorsque la vitesse de révolution est supérieure au seuil prédéterminé. En l'espèce, le couple de basculement est fonction du carré de la vitesse de révolution, et le couple d'équilibrage généré par la première masse d'équilibrage de basculement augmente avec le carré avec la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, à une distance donnée du plan de référence, et linéairement en fonction de la distance au plan de référence, à vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage donnée.According to a particularly advantageous embodiment, the distance between the first tilting balancing mass and the reference plane is varied so that, for each engine torque in a given range of engine couples, the distance between the first tilt balancing mass and the reference plane is a monotonic function of the speed of revolution of the crankshaft, at least when the speed of revolution of the crankshaft is greater than a predetermined speed threshold. This embodiment results in a tilting torque which is itself, in algebraic value, a monotonic function, in this case a decreasing function, of the speed of revolution of the crankshaft at constant engine torque, at least when the speed of revolution is greater than the predetermined threshold. In this case, the tilting torque is a function of the square of the speed of revolution, and the balancing torque generated by the first tilting balancing mass increases with the square with the speed of revolution of the first mass of tilt balancing around the first tilt balancing axis, at a given distance from the reference plane, and linearly as a function of the distance to the reference plane, at revolution speed of the first given balancing mass.
[0028] En pratique, les deux lois de variation de la distance entre la première masse d'équilibrage et le plan de référence en fonction du couple à vitesse de révolution constante du vilebrequin et en fonction de la vitesse de révolution du vilebrequin à couple constant sont utilisées conjointement, en définissant une loi à deux variables.In practice, the two laws of variation of the distance between the first balancing mass and the reference plane as a function of the torque at constant revolution speed of the crankshaft and as a function of the revolution speed of the crankshaft at constant torque are used together, defining a law with two variables.
[0029] Pour un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N/2.For a four-stroke internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing shaft and the speed of revolution of the crankshaft is preferably equal to N / 2.
[0030] Pour un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N.For a two-stroke internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing shaft and the speed of revolution of the crankshaft is preferably equal to N.
[0031] Pour symétriser le système d'équilibrage et éviter qu'il génère une résultante de forces parasite s'ajoutant le cas échéant au pilon du moteur, on peut avantageusement prévoir que le premier organe d’équilibrage de basculement comporte une troisième masse d'équilibrage de basculement de valeur Ms ayant un centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence opposé au premier côté, à une distance Ds du plan géométrique de référence et à distance Es du premier axe d'équilibrage de basculement, et que le deuxième organe d’équilibrage de basculement comporte une quatrième masse d'équilibrage de basculement de valeur M4 ayant un centre de gravité situé du deuxième côté du plan de référence à une distance D4 du plan géométrique de référence et à une distance E4 du deuxième axe d'équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on fait varier au moins une des distances Ds, Es, et au moins une des distances D4, E4, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur, de préférence de manière que :To symmetrize the balancing system and prevent it from generating a result of parasitic forces which may be added to the pestle of the engine, it can advantageously be provided that the first tilt balancing member comprises a third mass d tilting balancing of value Ms having a center of gravity located on a second side of the reference plane opposite to the first side, at a distance Ds from the geometric reference plane and at distance Es from the first tilting balancing axis, and that the second tilting balancing member comprises a fourth tilting balancing mass of value M4 having a center of gravity located on the second side of the reference plane at a distance D4 from the geometric reference plane and at a distance E4 from the second tilt balance axis. In this hypothesis, at least one of the distances Ds, Es, and at least one of the distances D4, E4 is varied as a function of one or more control parameters from among operating parameters of the engine, preferably so that:
Ms-D^. E3 = M4.D4.E4 [0032] Lorsque le vilebrequin se trouve dans la position angulaire prédéterminée précédemment définie, la troisième masse d’équilibrage de basculement et la quatrième masse d’équilibrage de basculement se trouvent de préférence d’un côté du plan d’équilibrage de basculement opposé à la première masse d’équilibrage de basculement et à la deuxième masse d’équilibrage de basculement.Ms-D ^. E 3 = M 4 .D 4 .E 4 When the crankshaft is in the predetermined angular position previously defined, the third tilting balancing mass and the fourth tilting balancing mass are preferably located one side of the tilt balancing plane opposite to the first tilt balancing mass and to the second tilt balancing mass.
[0033] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, l'on fait varier la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et/ou la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur.According to a particularly advantageous embodiment, the distance between the third tilting balancing mass and the reference plane and / or the distance between the third tilting balancing mass and the first axis is varied tilt balancing according to the engine operating parameter (s).
[0034] Suivant un mode de réalisation, la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement sont fixes.According to one embodiment, the distance between the third tilting balancing mass and the reference plane and the distance between the third tilting balancing mass and the first tilting balancing axis are fixed.
[0035] De préférence, les valeurs Mi et Ms sont égales et l'on fait varier la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et/ou la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement de manière que la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence soit égale à la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et que la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement soit égale à la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement.Preferably, the values Mi and Ms are equal and the distance between the third tilting balancing mass and the reference plane and / or the distance between the third tilting balancing mass and is varied. the first tilting balancing axis so that the distance between the third tilting balancing mass and the reference plane is equal to the distance between the first tilting balancing mass and the reference plane and the distance between the third tilting balancing mass and the first tilting balancing axis is equal to the distance between the first tilting balancing mass and the first tilting balancing axis.
[0036] Suivant un mode de réalisation, la troisième masse d'équilibrage de basculement est positionnée de telle manière que la projection de la première masse d'équilibrage de basculement sur le plan de référence et la projection de la troisième masse d'équilibrage de basculement sur le plan de référence sont alignées avec la projection du premier axe d'équilibrage de basculement sur le plan de référence.According to one embodiment, the third tilting balancing mass is positioned in such a way that the projection of the first tilting balancing mass on the reference plane and the projection of the third balancing mass of tilt on the reference plane are aligned with the projection of the first tilt balancing axis on the reference plane.
[0037] De manière plus générale, les valeurs Mi et Ms et les distances Di, Ei, et Ds, Es, sont de préférence telles que l’ensemble des deux masses Mi et Ms a un axe principal d’inertie sécant avec le premier axe d’équilibrage de basculement. De même, les valeurs M2 et M4 et les distances D2, E2, et D4, E4, sont de préférence telles que l’ensemble des deux masses M2 et M4 a un axe principal d’inertie sécant avec le premier axe d’équilibrage de basculement.More generally, the values Mi and Ms and the distances Di, Ei, and Ds, Es, are preferably such that the set of two masses Mi and Ms has a main axis of inertia intersecting with the first tilt balance axis. Similarly, the values M2 and M4 and the distances D2, E2, and D4, E4, are preferably such that the set of two masses M2 and M4 has a main axis of inertia intersecting with the first axis of balancing of tilting.
[0038] Dans le cas d’un moteur en ligne, le bloc moteur comporte des cylindres ayant des axes situés dans un plan de poussée, le plan de référence étant parallèle au plan de poussée.In the case of an in-line engine, the engine block comprises cylinders having axes located in a thrust plane, the reference plane being parallel to the thrust plane.
[0039] Pour les moteurs à combustion interne présentant un effort de pilon justifiant un équilibrage, et notamment pour les moteurs à quatre cylindres à quatre temps en ligne, on peut prévoir que :For internal combustion engines having a pestle force justifying balancing, and in particular for four-stroke four-cylinder engines in line, it can be provided that:
l'on entraîne en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de pilon perpendiculaire à un plan de référence de pilon contenant l'axe de révolution du vilebrequin, à une vitesse de révolution ayant un rapport constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin, une première masse d'équilibrage de pilon de valeur Pi et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon, à une distance Fi du premier axe d'équilibrage de pilon, l'on entraîne en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de pilon parallèle au premier axe d'équilibrage de pilon et situé à distance du premier axe d'équilibrage de pilon, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de pilon, une deuxième masse d'équilibrage de pilon de valeur Ps et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon à une distance Fs du deuxième axe d'équilibrage de pilon, de manière que:it is rotated about a first pestle balancing axis perpendicular to a pestle reference plane containing the axis of revolution of the crankshaft, at a speed of revolution having a constant relationship with the speed of revolution of the crankshaft , a first pestle balancing mass of value Pi and having a center of gravity located in the pestle reference plane, at a distance Fi from the first pestle balancing axis, it is rotated around a second pestle balancing axis parallel to the first pestle balancing axis and located at a distance from the first pestle balancing axis, at a speed of revolution of equal amplitude and in opposite direction to the speed of revolution of the first pestle balancing mass, a second pestle balancing mass of value Ps and having a center of gravity located in the pestle reference plane at a distance Fs from the second pestle balancing axis, in man ere that:
Pi-Fi = P2.F2 [0040] Les deux masses d'équilibrage de pilon, qui tournent en sens opposé dans le plan de référence autour des axes d'équilibrage de pilon, engendrent ensemble des forces dont la résultante est située dans le plan d'équilibrage de pilon, perpendiculaire à l'axe de référence, et donc parallèlement au vecteur force du pilon à équilibrer.Pi-Fi = P 2 .F 2 The two pestle balancing masses, which rotate in opposite directions in the reference plane around the pestle balancing axes, together generate forces whose result is located in the pestle balancing plane, perpendicular to the reference axis, and therefore parallel to the force vector of the pestle to be balanced.
[0041] Suivant un mode de réalisation préféré, la première masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de pilon sont symétriques l'une de l'autre par rapport à un plan de symétrie de pilon perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin. On obtient ainsi une symétrie souhaitée pour le mécanisme d'équilibrage, ce qui permet par exemple de minimiser le nombre de pièces différentes et le temps de mise au point.According to a preferred embodiment, the first pestle balancing mass and the second pestle balancing mass are symmetrical to each other with respect to a pestle plane of symmetry perpendicular to the axis of revolution of the crankshaft. A desired symmetry is thus obtained for the balancing mechanism, which makes it possible, for example, to minimize the number of different parts and the development time.
[0042] Les axes d'équilibrage de pilon peuvent être distants des axes d'équilibrage de basculement sans nuire à la qualité de l'équilibrage réalisé. Toutefois, et selon un mode de réalisation préféré, on peut avantageusement prévoir que le premier axe d'équilibrage de pilon soit confondu avec le premier axe d'équilibrage de basculement et que le deuxième axe d'équilibrage de pilon soit confondu avec le deuxième axe d'équilibrage de basculement, ce qui assure une plus grande compacité du mécanisme d'équilibrage.The pestle balancing axes may be distant from the tilting balancing axes without harming the quality of the balancing performed. However, and according to a preferred embodiment, it can advantageously be provided that the first pestle balancing axis is coincident with the first tilt balancing axis and that the second pestle balancing axis is coincident with the second axis tilt balancing, which ensures greater compactness of the balancing mechanism.
[0043] Pour certains moteurs, et notamment les moteurs à quatre cylindres à quatre temps, on sait que le pilon et le couple de basculement varient à la même fréquence. On peut alors avantageusement prévoir que l'on entraîne en rotation la première masse d'équilibrage de pilon à une vitesse de révolution égale à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, et que l'on entraîne en rotation la deuxième masse d'équilibrage de pilon à une vitesse de révolution égale à la vitesse de révolution du deuxième organe d'équilibrage de basculement.For certain engines, and in particular four-stroke four-cylinder engines, it is known that the pestle and the tilting torque vary at the same frequency. It can then advantageously be provided that the first pestle balancing mass is rotated at a speed of revolution equal to the speed of revolution of the first tilt balancing member, and that the second is rotated pestle balancing mass at a speed of revolution equal to the speed of revolution of the second tilt balancing member.
[0044] Il existe de préférence un déphasage constant non nul entre la rotation de la première masse d'équilibrage de pilon autour du premier axe d'équilibrage de pilon et la rotation de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, ce déphasage étant de préférence compris entre 50° et 130°.There is preferably a non-zero constant phase shift between the rotation of the first pestle balancing mass around the first pestle balancing axis and the rotation of the first tilt balancing mass around the first d axis. 'tilting balancing, this phase shift preferably being between 50 ° and 130 °.
[0045] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la première masse d’équilibrage de pilon fait partie intégrante du premier organe d’équilibrage de basculement et la deuxième masse d’équilibrage de pilon fait partie intégrante du deuxième organe d’équilibrage de basculement. Ainsi, la première masse d'équilibrage de pilon est solidaire de la première masse d'équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement confondu avec le premier axe d'équilibrage de pilon. En pratique, la première masse d'équilibrage de pilon et la première masse d'équilibrage de basculement sont supportées par un corps ou arbre rotatif commun matérialisant le premier axe d'équilibrage. De manière similaire, la deuxième masse d'équilibrage de pilon est solidaire de la deuxième masse d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement confondu avec le deuxième axe d'équilibrage de pilon. En pratique, la deuxième masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont supportées par un corps ou arbre rotatif commun matérialisant le deuxième axe d'équilibrage. On réalise ainsi un dispositif d'équilibrage du couple de basculement et du pilon particulièrement compact.According to a particularly advantageous embodiment, the first pestle balancing mass is an integral part of the first tilt balancing member and the second pestle balancing mass is an integral part of the second tilt balancing member . Thus, the first pestle balancing mass is integral with the first rotation tilt balancing mass around the first tilt balancing axis coincident with the first pestle balancing axis. In practice, the first pestle balancing mass and the first tilting balancing mass are supported by a common rotary body or shaft embodying the first balancing axis. Similarly, the second pestle balancing mass is integral with the second tilting balancing mass in rotation about the second tilt balancing axis coincident with the second pestle balancing axis. In practice, the second pestle balancing mass and the second tilting balancing mass are supported by a common rotary body or shaft embodying the second balancing axis. This produces a device for balancing the tilting torque and the particularly compact pestle.
[0046] Suivant un mode de réalisation particulièrement important en pratique, le moteur à combustion interne est un moteur en ligne, de préférence un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, les pistons se déplaçant parallèlement au plan de référence du moteur à combustion interne. Dans cette hypothèse, on peut avantageusement prévoir que :According to a particularly important embodiment in practice, the internal combustion engine is an in-line engine, preferably a four-stroke engine with four in-line cylinders, the pistons moving parallel to the reference plane of the combustion engine. internal. In this hypothesis, it can advantageously be provided that:
l'on entraîne en rotation autour du premier axe d’équilibrage de basculement, à une vitesse de révolution égale à deux fois la vitesse de révolution du vilebrequin, une première masse d'équilibrage de pilon de valeur Pi et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne, à une distance Fi du premier axe d'équilibrage de basculement, l'on entraîne en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de pilon, une deuxième masse d'équilibrage de pilon de valeur P2 et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne à une distance F2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement, de manière que:is driven in rotation about the first tilt balancing axis, at a speed of revolution equal to twice the speed of revolution of the crankshaft, a first pestle balancing mass of value Pi and having a center of gravity located in the reference plane of the internal combustion engine, at a distance Fi from the first tilt balancing axis, one rotates around the second tilt balancing axis, at a revolution speed of equal amplitude and opposite direction to the speed of revolution of the first pestle balancing mass, a second pestle balancing mass of value P2 and having a center of gravity located in the reference plane of the internal combustion engine at a distance F2 of the second tilt balancing axis, so that:
P1.F1 = P2.F2 [0047] En pratique, la première masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de pilon sont de préférence symétriques l'une de l'autre par rapport à un plan de symétrie de pilon perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin.P 1 .F 1 = P 2 .F 2 In practice, the first pestle balancing mass and the second pestle balancing mass are preferably symmetrical to each other with respect to a plane of pestle symmetry perpendicular to the axis of revolution of the crankshaft.
[0048] De préférence il existe un déphasage constant non nul entre la rotation de la première masse d'équilibrage de pilon et la rotation de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, ce déphasage étant de préférence compris entre 50° et 130°.Preferably there is a non-zero constant phase shift between the rotation of the first pestle balancing mass and the rotation of the first tilt balancing mass around the first tilt balancing axis, this phase shift being preferably between 50 ° and 130 °.
[0049] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à une méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs, comportant un vilebrequin tournant autour d'un axe géométrique de référence, méthode suivant laquelle :According to another aspect of the invention, it relates to a method of balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons, comprising a crankshaft rotating around a geometric reference axis, method by which:
on entraîne en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement ayant un premier axe principal d’inertie non parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement, et l'on entraîne en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, un deuxième organe d'équilibrage de basculement ayant un deuxième axe principal d’inertie non parallèle au deuxième axe d’équilibrage de basculement, en synchronisant la rotation du premier organe d’équilibrage de basculement et du deuxième organe d’équilibrage de basculement de telle sorte que le premier axe principal d’inertie et le deuxième axe principal d’inertie sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement perpendiculaire à l’axe géométrique de référence.is driven in rotation about a first tilt balancing axis not parallel to the reference axis, at a speed of revolution having a predetermined ratio with the revolution speed of the crankshaft, a first tilt balancing member having a first main axis of inertia not parallel to the first tilt balancing axis, and one rotates about a second tilt balancing axis not parallel to the reference axis, at a speed of revolution of equal amplitude and opposite direction to the speed of revolution of the first tilt balancing member, a second tilt balancing member having a second main axis of inertia not parallel to the second tilt balancing axis, in synchronizing the rotation of the first tilt balancing member and the second tilt balancing member so that the first main axis d inertia and the second principal axis of inertia are symmetrical to one another with respect to a tilt plane of symmetry perpendicular to the geometric reference axis.
[0050] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l’un de l’autre par rapport au plan de symétrie de basculement. De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement parallèle à l’axe géométrique de référence. De préférence, et pour tenir compte de l'encombrement des autres éléments de la chaîne cinématique de propulsion, le plan géométrique d'équilibrage de basculement est distant de l'axe géométrique de révolution du vilebrequin.Preferably, the first tilting balancing axis and the second tilting balancing axis are symmetrical to each other with respect to the tilting plane of symmetry. Preferably, the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are located in a geometric tilt balancing plane parallel to the geometric reference axis. Preferably, and to take account of the space occupied by the other elements of the propulsion kinematic chain, the geometrical tilt balancing plane is distant from the geometrical axis of revolution of the crankshaft.
[0051] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un système d’équilibrage apte à mettre en œuvre le procédé précédemment décrit. En particulier, l’invention a trait à un système d'équilibrage pour équilibrer un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence, le système d’équilibrage comportant :According to another aspect of the invention, it relates to a balancing system capable of implementing the method described above. In particular, the invention relates to a balancing system for balancing an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block of the internal combustion engine around an axis reference geometry, the balancing system comprising:
un premier organe tournant d'équilibrage de basculement apte à être guidé en rotation par rapport au bloc moteur autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, et ayant un premier balourd dynamique par rapport au premier axe d’équilibrage de basculement, un deuxième organe tournant d’équilibrage de basculement apte à être guidé en rotation par rapport au un bloc moteur autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l’axe de référence, et ayant un deuxième balourd dynamique par rapport au deuxième axe d’équilibrage de basculement, un mécanisme d’entraînement synchronisé pour entraîner le premier organe d'équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin, et pour entraîner le deuxième organe d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, de telle sorte que le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement génèrent ensemble sur le bloc moteur un couple de compensation de basculement autour de l’axe géométrique de référence.a first rotary tilt balancing member able to be guided in rotation relative to the engine block around a first tilt balancing axis not parallel to the reference axis, and having a first dynamic unbalance with respect to the first tilting balancing axis, a second rotating tilting balancing member capable of being guided in rotation relative to a motor unit around a second tilting balancing axis not parallel to the reference axis, and having a second dynamic unbalance with respect to the second tilt balancing axis, a synchronized drive mechanism for driving the first tilt balancing member in rotation about the first tilt balancing axis at a speed of revolution having a ratio predetermined constant with the speed of revolution of the crankshaft, and to drive the second tilt balancing member in r rotation around the second tilt balancing axis at a speed of revolution of equal amplitude and opposite to the speed of revolution of the first tilt balancing member, so that the first tilt balancing member and the second tilting balancing member together generate on the engine block a tilting compensation torque around the geometric reference axis.
[0052] Pour un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport prédéterminé constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N/2.For a four-stroke internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the predetermined constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing shaft and the speed of revolution of the crankshaft is preferably equal to N / 2.
[0053] Pour un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport prédéterminé constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N.For a two-stroke internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the predetermined constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing shaft and the speed of revolution of the crankshaft is preferably equal to N.
[0054] En pratique, le système d’équilibrage comporte un ou plusieurs premiers paliers pour guider le premier organe tournant d’équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d’équilibrage de basculement par rapport au bloc moteur, et un ou plusieurs deuxièmes paliers pour guider le deuxième organe tournant d’équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement par rapport au bloc moteur. Le cas échéant, les paliers peuvent être solidarisés directement au bloc moteur. Alternativement, le système d’équilibrage peut être pourvu d’un bâti à fixer au bloc moteur, et auquel les paliers sont intégrés.In practice, the balancing system comprises one or more first bearings to guide the first rotary tilt balancing member in rotation about the first tilt balancing axis with respect to the engine block, and one or more second bearings for guiding the second rotary tilt balancing member in rotation about the second tilt balancing axis with respect to the engine block. If necessary, the bearings can be secured directly to the engine block. Alternatively, the balancing system can be provided with a frame to be fixed to the engine block, and in which the bearings are integrated.
[0055] Suivant un mode de réalisation, le mécanisme d'entraînement synchronisé comporte un mécanisme de transmission apte à établir une liaison cinématique entre le vilebrequin et le premier organe d'équilibrage de basculement et une liaison cinématique entre le vilebrequin et le deuxième organe d'équilibrage de basculement ou entre le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement. Le mécanisme de transmission peut être de tout type approprié, comportant par exemple des courroies, des chaînes, des roues dentées et/ou des arbres de renvoi. Si une liaison cinématique entre le premier organe d’équilibrage et le deuxième organe d’équilibrage est prévue, celle-ci doit inverser le sens de rotation entre les deux organes d’équilibrage. Cette solution avec une seule liaison cinématique entre le système d’équilibrage et le vilebrequin permet d’intégrer la liaison cinématique entre le premier organe d’équilibrage de basculement et le deuxième organe d’équilibrage de basculement à un bâti commun du système d’équilibrage. On peut alors proposer un système d’équilibrage compact et unitaire, dont le montage au moteur est aisé.According to one embodiment, the synchronized drive mechanism comprises a transmission mechanism capable of establishing a kinematic connection between the crankshaft and the first tilt balancing member and a kinematic connection between the crankshaft and the second member d 'tilting balancing or between the first tilting balancing member and the second tilting balancing member. The transmission mechanism can be of any suitable type, comprising for example belts, chains, cogwheels and / or countershafts. If a kinematic connection between the first balancing member and the second balancing member is provided, the latter must reverse the direction of rotation between the two balancing members. This solution with a single kinematic connection between the balancing system and the crankshaft makes it possible to integrate the kinematic connection between the first tilt balancing member and the second tilt balancing member in a common frame of the balancing system . We can then offer a compact and unitary balancing system, whose assembly to the motor is easy.
[0056] Suivant un mode réalisation, le système d'équilibrage comporte des moyens de modulation aptes à moduler un déphasage entre la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement et la rotation du vilebrequin autour de l'axe de géométrique de référence, de préférence en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi les paramètres de fonctionnement du moteur, le ou les paramètres de phasage comprenant de préférence au moins l'un des paramètres suivants: la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l’angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. Ces moyens de modulation permettent de caler le maximum du couple de compensation généré par le système d’équilibrage sur le maximum du couple de basculement généré par le moteur, dont la phase par rapport à la rotation du vilebrequin varie avec le régime moteur, le couple moteur, et d’autres paramètres, tels que, par exemple, la température extérieure, la température du liquide de refroidissement, etc...According to one embodiment, the balancing system comprises modulation means capable of modulating a phase shift between the rotation of the first tilt balancing member around the first tilt balancing axis and the rotation of the crankshaft around the reference geometric axis, preferably as a function of one or more phasing parameters among the engine operating parameters, the phasing parameter (s) preferably comprising at least one of the following parameters: the speed of revolution of the crankshaft, the engine torque, the power delivered by the engine, the angle of the crankshaft corresponding to a maximum pressure in an engine cylinder, the maximum value of the pressure reached in an engine cylinder. These modulation means make it possible to calibrate the maximum of the compensation torque generated by the balancing system on the maximum of the tilting torque generated by the engine, the phase of which with respect to the rotation of the crankshaft varies with the engine speed, the torque engine, and other parameters, such as, for example, outside temperature, coolant temperature, etc.
[0057] Suivant un mode de réalisation particulièrement important en pratique, le système d’équilibrage comporte des moyens de pilotage pour faire varier le premier balourd dynamique et le deuxième balourd dynamique. Suivant différentes modalités de mise en œuvre, le cas échéant cumulables :According to a particularly important embodiment in practice, the balancing system comprises control means for varying the first dynamic unbalance and the second dynamic unbalance. According to different implementation methods, if applicable cumulative:
les moyens de pilotage incluent au moins un capteur de vitesse de révolution du vilebrequin pour déterminer au moins l’un des paramètres de pilotage ;the control means include at least one crankshaft revolution speed sensor to determine at least one of the control parameters;
les moyens de pilotage comportent un ou plusieurs capteurs ou estimateurs de couple ou de demande de couple pour déterminer au moins l’un des paramètres de pilotage ;the control means include one or more torque or torque demand sensors or estimators to determine at least one of the control parameters;
les moyens de pilotage comportent un ou plusieurs capteurs ou estimateurs de pression de cylindre moteur pour déterminer au moins l’un des paramètres de pilotage.the control means include one or more engine cylinder pressure sensors or estimators to determine at least one of the control parameters.
[0058] Suivant un mode de réalisation, le premier organe d’équilibrage de basculement comporte une première masse d’équilibrage de basculement mobile au moins dans une direction parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement, le deuxième organe d’équilibrage de basculement comporte une deuxième masse d’équilibrage de basculement mobile au moins dans une direction parallèle au deuxième axe d’équilibrage de basculement, et les moyens de pilotage sont propres à faire varier la position de la première masse d’équilibrage de basculement parallèlement au premier axe d’équilibrage de basculement et la position de la deuxième masse d’équilibrage de basculement parallèlement au deuxième axe d’équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de pilotage.According to one embodiment, the first tilting balancing member comprises a first tilting balancing mass movable at least in a direction parallel to the first tilting balancing axis, the second tilting balancing member comprises a second tilting balancing mass movable at least in a direction parallel to the second tilting balancing axis, and the control means are adapted to vary the position of the first tilting balancing mass parallel to the first axis tilt balancing and the position of the second tilt balancing mass parallel to the second tilt balancing axis according to the control parameter (s).
[0059] Suivant un mode de réalisation, le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé sur le premier axe d’équilibrage de basculement, et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé sur le deuxième axe d’équilibrage de basculement. En d’autres termes, les deux organes d’équilibrage de basculement n’ont pas de balourd statique par rapport à leurs axes de rotation respectifs. Cette disposition sera préférée pour un moteur ne générant pas d’effort de pilon, ou dont l’effort de pilon a une fréquence fondamentale qui n’est pas égale à celle du couple de basculement.According to one embodiment, the first tilt balancing member has a center of gravity located on the first tilt balancing axis, and the second tilt balancing member has a center of gravity located on the second tilt balancing axis. In other words, the two tilt balancing members have no static unbalance with respect to their respective axes of rotation. This arrangement will be preferred for an engine which does not generate any pestle force, or whose pestle force has a fundamental frequency which is not equal to that of the tilting torque.
[0060] Alternativement, on pourra prévoir que le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du premier axe d’équilibrage de basculement, et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du deuxième axe d’équilibrage de basculement. En d’autres termes, les deux organes d’équilibrage de basculement présentent un balourd statique par rapport à leur axe de rotation respectif. Cette disposition sera particulièrement avantageuse pour un moteur générant un effort de pilon avec une fréquence fondamentale qui est égale à celle du couple de basculement, et notamment pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne.Alternatively, provision may be made for the first tilting balancing member to have a center of gravity located at a distance from the first tilting balancing axis, and the second tilting balancing member to have a center of gravity located at distance from the second tilt balancing axis. In other words, the two tilting balancing members have a static unbalance relative to their respective axis of rotation. This arrangement will be particularly advantageous for an engine generating a pestle force with a fundamental frequency which is equal to that of the tilting torque, and in particular for a four-stroke engine with four cylinders in line.
[0061] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence du bloc moteur contenu dans un plan de référence du bloc moteur, et un système d’équilibrage tel que décrit précédemment.According to another aspect of the invention, it relates to an internal combustion engine with one or more reciprocating pistons comprising an engine block, a crankshaft rotating relative to the engine block of the internal combustion engine around a geometric reference axis of the engine block contained in a reference plane of the engine block, and a balancing system as described above.
[0062] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement, de préférence perpendiculaire à l’axe géométrique de référence.Preferably, the first tilting balancing axis and the second tilting balancing axis are symmetrical to each other with respect to a tilting plane of symmetry, preferably perpendicular to the geometric axis. reference.
[0063] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux en pratique, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont parallèles, et de préférence perpendiculaires au plan de référence. On minimise ainsi les efforts et couples parasites générés par la rotation des organes d’équilibrage de basculement.According to a particularly advantageous embodiment in practice, the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are parallel, and preferably perpendicular to the reference plane. This minimizes the parasitic forces and torques generated by the rotation of the tilting balancing members.
[0064] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement, de préférence parallèle à l’axe géométrique de référence.Preferably, the first tilt balancing axis and the second tilt balancing axis are located in a geometric tilt balancing plane, preferably parallel to the geometric reference axis.
[0065] De préférence, le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé dans le plan de référence et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé dans le plan de référence.Preferably, the first tilt balancing member has a center of gravity located in the reference plane and the second tilt balancing member has a center of gravity located in the reference plane.
[0066] En particulier, l’invention est applicable à un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, le système d’équilibrage étant tel que le premier organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du premier axe d’équilibrage de basculement, et le deuxième organe d’équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du deuxième axe d’équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on définit un plan de poussée contenant les axes des cylindres du moteur, qui est de préférence parallèle ou confondu avec le plan de référence défini précédemment. Le plan géométrique d’équilibrage de basculement est de préférence perpendiculaire au plan de poussée. Le centre de gravité du premier organe d’équilibrage de basculement et le centre de gravité du deuxième organe d’équilibrage de basculement sont de préférence situés dans le plan de poussée.In particular, the invention is applicable to a four-stroke four-cylinder in-line engine, the balancing system being such that the first tilt balancing member has a center of gravity located at a distance from the first axis tilt balancing, and the second tilt balancing member has a center of gravity located at a distance from the second tilt balancing axis. In this hypothesis, a thrust plane is defined containing the axes of the engine cylinders, which is preferably parallel or coincident with the reference plane defined above. The geometric tilting balancing plane is preferably perpendicular to the thrust plane. The center of gravity of the first tilt balancing member and the center of gravity of the second tilt balancing member are preferably located in the thrust plane.
[0067] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un organe d’équilibrage de basculement destiné être intégré à un moteur à combustion interne pour la mise en œuvre du procédé précédemment décrit.According to another aspect of the invention, it relates to a tilting balancing member intended to be integrated into an internal combustion engine for the implementation of the method described above.
[0068] En particulier, l’invention a trait à un organe d’équilibrage pour équilibrer un moteur à combustion interne, l’organe d’équilibrage comportant :In particular, the invention relates to a balancing member for balancing an internal combustion engine, the balancing member comprising:
un corps pourvu d’un ou plusieurs paliers de guidage en rotation du corps autour d’un axe d’équilibrage de l’organe d’équilibrage, le corps ayant un centre de gravité situé dans un plan de référence du corps perpendiculaire à l’axe d’équilibrage, et au moins une première masse d'équilibrage ayant une valeur Mi et un centre de gravité situé à une distance non nulle Ei de l’axe d'équilibrage, fixe en rotation par rapport au corps autour de l’axe d’équilibrage et guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance Di du centre de gravité de la première masse d'équilibrage au plan de référence du corps soit variable.a body provided with one or more bearings for guiding the body in rotation about a balancing axis of the balancing member, the body having a center of gravity situated in a reference plane of the body perpendicular to the balancing axis, and at least a first balancing mass having a value Mi and a center of gravity located at a non-zero distance Ei from the balancing axis, fixed in rotation relative to the body around the axis balancing and guided relative to the body so that the distance Di from the center of gravity of the first balancing mass to the reference plane of the body is variable.
[0069] En faisant varier la distance Di, on dispose d’un moyen de faire varier le bras de levier de l’organe d’équilibrage par rapport à un axe situé dans le plan de référence.By varying the distance Di, there is a means of varying the lever arm of the balancing member with respect to an axis located in the reference plane.
[0070] De préférence, la première masse d’équilibrage est guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance non nulle Ei reste constante. On peut alors déplacer la première masse d’équilibrage de basculement avec une énergie de commande faible, car on n’a pas à s’opposer à des efforts centrifuges induits par la rotation de l’organe d’équilibrage autour de l’axe d’équilibrage.Preferably, the first balancing mass is guided relative to the body so that the non-zero distance Ei remains constant. We can then move the first tilting balancing mass with a low control energy, because we do not have to oppose centrifugal forces induced by the rotation of the balancing member around the axis d 'balancing.
[0071] De préférence, l’organe d’équilibrage comporte en outre un dispositif de commande pour faire varier la distance Di dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course. Ce dispositif de commande peut être de tout type approprié, par exemple mécanique, électromécanique ou hydraulique. Suivant un mode de réalisation, l'organe d'équilibrage comporte en outre un système de rappel, de préférence de rappel élastique, de la première masse d’équilibrage vers l’une des deux positions de fin de course. Le système de rappel peut notamment comporter un ou plusieurs ressorts de rappel, notamment des ressorts de traction ou de compression, ou des ressorts pneumatiques. D’autres systèmes de rappel peuvent également être envisagés.Preferably, the balancing member further comprises a control device for varying the distance Di within a range of values between two end of travel positions. This control device can be of any suitable type, for example mechanical, electromechanical or hydraulic. According to one embodiment, the balancing member further comprises a return system, preferably an elastic return, from the first balancing mass to one of the two end-of-travel positions. The return system can in particular comprise one or more return springs, in particular tension or compression springs, or pneumatic springs. Other reminder systems can also be considered.
[0072] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume variable dont une paroi est constituée par la première masse d’équilibrage. En pratique, le dispositif de commande comporte un circuit d’alimentation hydraulique entre au moins un des paliers et la chambre hydraulique à volume variable. Ce circuit hydraulique comporte de préférence des canaux, perçages et/ou gorges réalisés dans le corps de l’organe d’équilibrage, et le cas échéant dans la première masse d’équilibrage.According to a particularly advantageous embodiment, the control device comprises a variable-volume hydraulic chamber, one wall of which is formed by the first balancing mass. In practice, the control device comprises a hydraulic supply circuit between at least one of the bearings and the hydraulic chamber with variable volume. This hydraulic circuit preferably comprises channels, bores and / or grooves made in the body of the balancing member, and if necessary in the first balancing mass.
[0073] Suivant un mode de réalisation, le corps est équipé d’un organe d’entraînement en rotation autour de l’axe d’équilibrage, de préférence une denture annulaire, destinée à engrener avec une denture similaire d’un deuxième organe d’équilibrage ou avec un organe de transmission tel qu’une roue dentée, une courroie ou une chaîne de transmission.According to one embodiment, the body is equipped with a drive member in rotation about the balancing axis, preferably an annular toothing, intended to mesh with a similar toothing of a second member d balancing or with a transmission member such as a toothed wheel, a belt or a transmission chain.
[0074] Suivant un mode de réalisation, le centre de gravité du corps est situé sur l’axe d’équilibrage. En d’autres termes, le corps ne génère aucun balourd autour de l’axe d’équilibrage.According to one embodiment, the center of gravity of the body is located on the balancing axis. In other words, the body does not generate any imbalance around the balancing axis.
[0075] Suivant un mode de réalisation alternatif, le centre de gravité du corps est situé à distance de l’axe d’équilibrage de, le centre de gravité du corps étant de préférence situé dans un plan contenant l’axe d’équilibrage faisant un angle δ par rapport à un plan contenant l’axe d’équilibrage et le centre de gravité de la première masse d’équilibrage, l’angle δ étant de préférence compris entre 50° et 130°.According to an alternative embodiment, the center of gravity of the body is located at a distance from the balancing axis of, the center of gravity of the body preferably being located in a plane containing the balancing axis making an angle δ relative to a plane containing the balancing axis and the center of gravity of the first balancing mass, the angle δ preferably being between 50 ° and 130 °.
[0076] De préférence, l’organe d’équilibrage comporte en outre au moins une masse d'équilibrage additionnelle ayant une valeur Ms et un centre de gravité situé à une distance non nulle Es du premier axe d'équilibrage, fixe en rotation par rapport au corps autour de l’axe d’équilibrage et guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance Ds du centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle au plan de référence du corps soit variable. En pratique, on pourra avantageusement prévoir que la première masse d’équilibrage et la masse d’équilibrage additionnelle ont la même valeur. On pourra également prévoir une ou plusieurs des dispositions suivantes :Preferably, the balancing member further comprises at least one additional balancing mass having a value Ms and a center of gravity located at a non-zero distance Es from the first balancing axis, fixed in rotation by relation to the body around the balancing axis and guided with respect to the body so that the distance Ds from the center of gravity of the additional balancing mass to the reference plane of the body is variable. In practice, it can advantageously be provided that the first balancing mass and the additional balancing mass have the same value. One or more of the following arrangements may also be provided:
la masse d'équilibrage de basculement additionnelle est guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance non nulle Es reste constante ;the additional tilt balancing mass is guided relative to the body so that the non-zero distance Es remains constant;
l’organe d’équilibrage comporte en outre un dispositif de commande pour faire varier la distance Di dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course et faire varier la distance Ds dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course additionnelles ;the balancing member further comprises a control device for varying the distance Di within a range of values between two end positions and varying the distance Ds within a range of values between two additional end positions ;
l’organe d’équilibrage comporte en outre un ressort de rappel de la masse d'équilibrage de basculement additionnelle vers l’une de ses deux positions de fin de course additionnelles ;the balancing member further comprises a return spring for the additional tilting balancing mass towards one of its two additional end-of-travel positions;
le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume variable dont une paroi est constituée par la masse d'équilibrage de basculement additionnelle et, de préférence, un circuit d’alimentation hydraulique entre l’un des paliers et la chambre hydraulique à volume variable ;the control device comprises a variable volume hydraulic chamber, one wall of which is formed by the additional tilting balancing mass and, preferably, a hydraulic supply circuit between one of the bearings and the variable volume hydraulic chamber;
des moyens de coordination, par exemple mécaniques, électromécaniques ou hydrauliques, sont prévus pour coordonner les mouvements de la première masse d’équilibrage et de la deuxième masse d’équilibrage, par exemple pour assurer une égalité entre Di et D3.coordination means, for example mechanical, electromechanical or hydraulic, are provided to coordinate the movements of the first balancing mass and the second balancing mass, for example to ensure equality between Di and D 3 .
[0077] Suivant un mode de réalisation, le dispositif de commande est tel que, pour au moins certaines valeurs de Di et Ds, le centre de gravité de la masse d’équilibrage additionnelle se trouve du côté du plan de référence du corps opposé au centre de gravité de la première masse d’équilibrage.According to one embodiment, the control device is such that, for at least certain values of Di and Ds, the center of gravity of the additional balancing mass is on the side of the reference plane of the body opposite to the center of gravity of the first balancing mass.
[0078] De préférence, le centre de gravité de la masse d’équilibrage additionnelle et le centre de gravité de la première masse d’équilibrage se trouvent dans un plan d’équilibrage contenant l’axe d’équilibrage, et de part et d’autre d’un plan perpendiculaire au plan d’équilibrage et contenant l’axe d’équilibrage.Preferably, the center of gravity of the additional balancing mass and the center of gravity of the first balancing mass are located in a balancing plane containing the balancing axis, and both 'other of a plane perpendicular to the balancing plane and containing the balancing axis.
[0079] Suivant un autre aspect de l’invention, celle-ci a trait à un système d’équilibrage de basculement comportant un premier organe d’équilibrage de basculement constitué par un organe d’équilibrage tel que décrit précédemment, guidé en rotation autour d’un premier axe d’équilibrage de basculement et un deuxième organe d’équilibrage de basculement constitué par un organe d’équilibrage tel que décrit précédemment, guidé en rotation autour d’un deuxième axe d’équilibrage de basculement coplanaire et de préférence parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement. Selon un mode de réalisation, le système d’équilibrage de basculement comporte un bâti dans lequel sont logés les paliers, au moins un organe d’équilibrage les chambres et conduites nécessaires à l’action du dispositif de contrôle, voir, le cas échéant, le dispositif de contrôle lui-même, et qui permet de considérer le système d’équilibrage comme une unité structurelle et fonctionnelle, que l’on peut rapporter sur un bloc moteur.According to another aspect of the invention, it relates to a tilting balancing system comprising a first tilting balancing member constituted by a balancing member as described above, guided in rotation around a first tilting balancing axis and a second tilting balancing member constituted by a balancing member as described above, guided in rotation around a second coplanar and preferably parallel tilting balancing axis to the first tilt balancing axis. According to one embodiment, the tilting balancing system comprises a frame in which the bearings are housed, at least one member for balancing the chambers and pipes necessary for the action of the control device, see, where appropriate, the control device itself, and which makes it possible to consider the balancing system as a structural and functional unit, which can be attached to an engine block.
[0080] De préférence, le système d’équilibrage de basculement comporte en outre une liaison cinématique entre le corps du premier organe d’équilibrage de basculement et le corps du deuxième organe d’équilibrage de basculement, telle qu’une rotation du premier organe d’équilibrage de basculement autour du premier axe d’équilibrage de basculement dans un sens donné à une vitesse donnée provoque une rotation du deuxième organe d’équilibrage de basculement autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement en sens contraire et à la même vitesse.Preferably, the tilt balancing system further comprises a kinematic connection between the body of the first tilt balancing member and the body of the second tilt balancing member, such as a rotation of the first member tilt balancing around the first tilt balancing axis in a given direction at a given speed causes a rotation of the second tilt balancing member around the second tilt balancing axis in the opposite direction and at the same speed .
[0081] Les caractéristiques divulguées à propos d’un aspect de l’invention ou d’un mode de réalisation sont naturellement combinables avec d’autres caractéristiques divulguées à propos d’autres aspects de l’invention ou d’autres modes de réalisation, pour réaliser des variantes.The characteristics disclosed in connection with one aspect of the invention or in one embodiment can naturally be combined with other characteristics disclosed in connection with other aspects of the invention or other embodiments, to make variants.
BRÈVE DESCRIPTION DES FIGURES [0082] D’autres caractéristiques et avantages de l’invention ressortiront à la lecture de la description qui suit, en référence aux figures annexées, qui illustrent :BRIEF DESCRIPTION OF THE FIGURES Other characteristics and advantages of the invention will emerge on reading the description which follows, with reference to the appended figures, which illustrate:
la figure 1, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et d'un moteur à combustion interne associé, selon un premier mode de réalisation de l'invention;FIG. 1, a block diagram of a system for balancing the tilting torque and of an associated internal combustion engine, according to a first embodiment of the invention;
la figure 2, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et d'un moteur à combustion interne associé, selon un deuxième mode de réalisation de l'invention;FIG. 2, a block diagram of a system for balancing the tilting torque and an associated internal combustion engine, according to a second embodiment of the invention;
la figure 3A, un diagramme illustrant les variations du couple de basculement en fonction de la vitesse de révolution du vilebrequin à vide, à mi-charge et à pleine charge, d’un moteur à combustion interne à allumage régulier ;FIG. 3A, a diagram illustrating the variations of the tilting torque as a function of the speed of revolution of the crankshaft at no load, at half load and at full load, of an internal combustion engine with regular ignition;
la figure 3B, un diagramme illustrant les variations du couple de basculement en fonction de la charge du moteur, c’est-à-dire du couple moteur ramené au couple maximal, pour différentes vitesses de révolution du vilebrequin pour le même moteur à combustion interne à allumage régulier ;FIG. 3B, a diagram illustrating the variations of the tilting torque as a function of the engine load, that is to say of the engine torque reduced to the maximum torque, for different speeds of revolution of the crankshaft for the same internal combustion engine with regular ignition;
la figure 3C, un diagramme illustrant la variation du couple de basculement en fonction de l’angle du vilebrequin, à vide et à mi-charge, pour une vitesse de révolution du vilebrequin au milieu de la plage de vitesses du moteur;FIG. 3C, a diagram illustrating the variation of the tilting torque as a function of the angle of the crankshaft, at no load and at half load, for a revolution speed of the crankshaft in the middle of the engine speed range;
la figure 4, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d’un dispositif de commande suivant un premier mode de réalisation, exécutant une première stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur maximal;Figure 4, a block diagram of the balancing system of Figure 2 provided with a control device according to a first embodiment, executing a first strategy of compensation of the tilting torque, in a torque compensation position of maximum engine tilt;
la figure 5, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position de compensation de couple de basculement intermédiaire;Figure 5, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 4, in an intermediate tilting torque compensation position;
la figure 6, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position neutre;Figure 6, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 4, in a neutral position;
la figure 7, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position de compensation de couple de basculement généré principalement par les forces d’inertie;Figure 7, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 4, in a position of compensation for tilting torque generated mainly by the inertial forces;
la figure 8, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d’un dispositif de commande suivant un deuxième mode de réalisation, exécutant une deuxième stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur;Figure 8, a block diagram of the balancing system of Figure 2 provided with a control device according to a second embodiment, executing a second strategy of compensation of the tilting torque, in a torque compensation position of motor tilting;
la figure 9, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 8, dans une position neutre;Figure 9, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 8, in a neutral position;
la figure 10, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 8, dans une position de compensation de couple de basculement généré principalement par les forces d’inertie;FIG. 10, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to FIG. 8, in a position of compensation for tilting torque generated mainly by the inertial forces;
la figure 11, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d’un dispositif de commande suivant un troisième mode de réalisation, exécutant une troisième stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur maximal;Figure 11, a block diagram of the balancing system of Figure 2 provided with a control device according to a third embodiment, executing a third strategy of compensation of the tilting torque, in a torque compensation position of maximum engine tilt;
la figure 12, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 11, dans une position de compensation de couple de basculement intermédiaire;Figure 12, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 11, in an intermediate tilting torque compensation position;
la figure 13, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 11, dans une position neutre;Figure 13, a block diagram of the balancing system provided with the control device according to Figure 11, in a neutral position;
la figure 14, un schéma de principe illustrant une position du vilebrequin du moteur à combustion interne associé à un système de compensation du couple de basculement selon la figure 2, correspondant à un maximum sur un tour du couple de basculement, et la position correspondante du système de compensation ;FIG. 14, a block diagram illustrating a position of the crankshaft of the internal combustion engine associated with a system for compensating the tilting torque according to FIG. 2, corresponding to a maximum on one revolution of the tilting torque, and the corresponding position of the compensation system;
la figure 15, un dispositif de modulation du déphasage entre la rotation du vilebrequin du moteur à combustion interne et la rotation du système de compensation du couple de basculement ;FIG. 15, a device for modulating the phase shift between the rotation of the crankshaft of the internal combustion engine and the rotation of the tilting torque compensation system;
les figures 16 à 22, divers positionnements possibles du système de compensation du couple de basculement par rapport au bloc moteur ;FIGS. 16 to 22, various possible positions of the system for compensating the tilting torque with respect to the engine block;
les figures 23 à 27 diverses configurations de moteurs incorporant un système de compensation du couple de basculement selon l’invention ;Figures 23 to 27 various configurations of motors incorporating a system for compensating the tilting torque according to the invention;
la figure 28, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon et d'un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne associé selon un mode de réalisation de l'invention;FIG. 28, a block diagram of a system for balancing the tilting torque and the pestle force and of an associated in-line four-cylinder four-stroke engine according to an embodiment of the invention;
la figure 29, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon et d'un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne associé, selon un autre mode de réalisation de l'invention;FIG. 29, a block diagram of a system for balancing the tilting torque and the pestle force and of an associated in-line four-cylinder four-stroke engine, according to another embodiment of the invention;
la figure 30, un schéma de principe d’un décalage angulaire entre une masse d’équilibrage de l’effort de pilon et des masses d’équilibrage du couple de basculement ;FIG. 30, a block diagram of an angular offset between a mass for balancing the pestle force and masses for balancing the tilting torque;
la figure 31, une vue isométrique d'un organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon selon un mode de réalisation de l'invention, dans une position neutre;FIG. 31, an isometric view of a member for balancing the tilting torque and the pestle force according to an embodiment of the invention, in a neutral position;
la figure 32, une vue de côté de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31;FIG. 32, a side view of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of FIG. 31;
la figure 33, une vue de face de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31;Figure 33, a front view of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of Figure 31;
la figure 34, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe B-B illustré sur la figure 33;Figure 34, a view of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of Figure 31 in section along the section plane B-B illustrated in Figure 33;
la figure 35, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe A-A de la figure 32;Figure 35, a view of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of Figure 31 in section along the cutting plane A-A of Figure 32;
la figure 36, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe J-J illustré sur la figure 32;Figure 36, a view of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of Figure 31 in section along the cutting plane J-J illustrated in Figure 32;
la figure 37, une vue de détail d'une pièce de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31;FIG. 37, a detailed view of a part of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of FIG. 31;
la figure 38, une vue de l’organe d'équilibrage du couple de basculement et de l’effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan B-B illustré sur la figure 33, mais dans une position de compensation maximale du couple de basculement.FIG. 38, a view of the member for balancing the tilting torque and the pestle force of FIG. 31 in section along the plane BB illustrated in FIG. 33, but in a position of maximum compensation for the torque of tilting.
[0083] Pour plus de clarté, les éléments identiques ou similaires sont repérés par des signes de référence identiques sur l’ensemble des figures.For the sake of clarity, identical or similar elements are identified by identical reference signs in all of the figures.
DESCRIPTION DÉTAILLÉE DE MODES DE RÉALISATION [0084] Sur la figure 1 est illustré de façon schématique un moteur à combustion interne à quatre cylindres en ligne 10, comportant un bloc moteur 12, un vilebrequin 14 guidé en rotation autour d'un axe géométrique de référence 100 du bloc moteur 10, un ou plusieurs pistons 16 guidés en translation dans des cylindres 18 du bloc moteur 12, et des bielles 20 de liaison entre les pistons et le vilebrequin 14.DETAILED DESCRIPTION OF EMBODIMENTS In FIG. 1 is illustrated schematically an internal combustion engine with four in-line cylinders 10, comprising an engine block 12, a crankshaft 14 guided in rotation about a reference geometric axis 100 of the engine block 10, one or more pistons 16 guided in translation in cylinders 18 of the engine block 12, and connecting rods 20 connecting the pistons and the crankshaft 14.
[0085] De façon remarquable, le moteur à combustion interne 10 est équipé d'un système d'équilibrage 22 comportant un premier organe d’équilibrage de basculement 24A et un deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B. Le premier organe d’équilibrage de basculement 24A est constitué par un corps 25A guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l’intermédiaire d’un ou plusieurs paliers 62A, et une première masse d'équilibrage de basculement 26A de valeur Mi fixe en rotation par rapport au corps 25A. Le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B est constitué par un corps 25B guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement 102A et distant du premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l’intermédiaire d’un ou plusieurs paliers 62B, une deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B de valeur M2 fixe en rotation par rapport au corps 25B. Dans ce mode de réalisation, le corps 25A est équilibré par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement 102A et que le corps 25B est équilibré par rapport au deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B.Remarkably, the internal combustion engine 10 is equipped with a balancing system 22 comprising a first tilt balancing member 24A and a second tilt balancing member 24B. The first tilt balancing member 24A is constituted by a body 25A guided in rotation relative to the engine block 12 around a first tilt balancing axis 102A via one or more bearings 62A, and a first tilting balancing mass 26A of value Mi fixed in rotation relative to the body 25A. The second tilt balancing member 24B is constituted by a body 25B guided in rotation relative to the engine block 12 around a second tilt balancing axis 102B parallel to the first tilt balancing axis 102A and distant from the first tilting balancing pin 102A by means of one or more bearings 62B, a second tilting balancing mass 26B of value M 2 fixed in rotation relative to the body 25B. In this embodiment, the body 25A is balanced relative to the first tilt balancing axis 102A and that the body 25B is balanced relative to the second tilt balancing axis 102B.
[0086] Le premier axe d'équilibrage de basculement 102A et le deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement Q parallèle à l’axe de référence 100 et perpendiculaire à un plan de référence P du moteur à combustion interne 10 contenant l’axe géométrique de référence 100. Dans l'illustration schématique de la figure 1, le moteur à combustion interne 10 représenté est un moteur en ligne, en l'occurrence un moteur à quatre cylindres 18 en ligne, et les axes 104 des cylindres 18 du bloc moteur 12 sont situés dans un plan de poussée PP, qui peut être parallèle au plan de référence P, voire, dans l’illustration de la figure 1, confondu avec le plan de référence P.The first tilt balancing axis 102A and the second tilt balancing axis 102B are located in a geometric tilt balancing plane Q parallel to the reference axis 100 and perpendicular to a reference plane P of the internal combustion engine 10 containing the geometric reference axis 100. In the diagrammatic illustration of FIG. 1, the internal combustion engine 10 represented is an in-line engine, in this case a four-cylinder engine 18 in line , and the axes 104 of the cylinders 18 of the engine block 12 are located in a thrust plane PP, which can be parallel to the reference plane P, or even, in the illustration of FIG. 1, coincident with the reference plane P.
[0087] La première masse d'équilibrage de basculement 26A a son centre de gravité situé d'un premier côté du plan de référence P à une distance Di du plan de référence et à une distance Ei du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B a quant à elle son centre de gravité situé du même premier côté du plan de référence P, à une distance D2 du plan de référence P et à une distance E2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. Chaque organe d’équilibrage de basculement 24A, 24B présente ainsi un balourd dynamique, au sens où son axe principal d’inertie n’est ni confondu avec l’axe d’équilibrage de basculement correspondant 102A, 102B, ni parallèle à cet axe.The first tilt balancing mass 26A has its center of gravity located on a first side of the reference plane P at a distance Di from the reference plane and at a distance Ei from the first tilt balancing axis 102A . The second tilting balancing mass 26B has its center of gravity located on the same first side of the reference plane P, at a distance D 2 from the reference plane P and at a distance E 2 from the second balancing axis tilt 102B. Each tilting balancing member 24A, 24B thus has a dynamic unbalance, in the sense that its main axis of inertia is neither coincident with the corresponding tilting balancing axis 102A, 102B, nor parallel to this axis.
[0088] On a illustré sur la figure 1 des moyens d'entraînement 28 qui permettent d'entraîner le premier organe d’équilibrage de basculement 24A en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement 102A à une vitesse de révolution ayant un rapport constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin 14, et d'entraîner le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A. En l'espèce, ces moyens d'entraînement 28 sont ici constitués par un engrenage à renvoi d'angle 30 entre le vilebrequin 14 et un arbre de renvoi 32, qui entraîne une première chaîne 34 d’entraînement du premier organe d’équilibrage de basculement 24A, et par une deuxième chaîne d’entraînement 36 avec fonction d’inversion entre le premier organe d’équilibrage de basculement 24A et le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B.Illustrated in Figure 1 drive means 28 which allow to drive the first tilt balancing member 24A in rotation about the first tilt balancing axis 102A at a speed of revolution having a ratio constant with the speed of revolution of the crankshaft 14, and to drive the second tilt balancing member 24B in rotation about the second tilt balancing axis 102B at a revolution speed of equal amplitude and in the opposite direction to the speed of revolution of the first tilting balancing member 24A. In this case, these drive means 28 are here constituted by a bevel gear 30 between the crankshaft 14 and a return shaft 32, which drives a first chain 34 for driving the first balancing member of tilting 24A, and by a second drive chain 36 with reversing function between the first tilting balancing member 24A and the second tilting balancing member 24B.
[0089] Le rapport de transmission entre le vilebrequin 14 et le premier organe d'équilibrage de basculement 24A est choisi afin que la période de révolution ce dernier corresponde à la période du couple de basculement.The transmission ratio between the crankshaft 14 and the first tilting balancing member 24A is chosen so that the period of revolution the latter corresponds to the period of the tilting torque.
[0090] Ainsi, pour le moteur à combustion interne 10 à quatre temps à quatre cylindres 18 en ligne illustré sur la figure 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est égal à 2. Plus généralement, pour un moteur à combustion interne à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est choisi égal à N/2.Thus, for the internal combustion engine 10 four-stroke four-cylinder 18 in line illustrated in Figure 1, the constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing member 24A and the speed of revolution of crankshaft 14 is equal to 2. More generally, for an internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing member 24A and the speed of revolution of the crankshaft 14 is chosen to be equal to N / 2.
[0091] Dans le cas d'un le moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est choisi égal à N.In the case of a two-stroke internal combustion engine with N cylinders in line, N being an integer greater than or equal to 1, the constant ratio between the speed of revolution of the first tilt balancing member 24A and the speed of revolution of the crankshaft 14 is chosen equal to N.
[0092] Le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B tourne quant à lui dans toutes les hypothèses à la même vitesse que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A et en sens inverse.The second tilt balancing member 24B rotates in all cases at the same speed as the first tilt balancing member 24A and in the opposite direction.
[0093] Le mode de réalisation de la figure 2 diffère de celui de la figure 1 par le fait que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A comporte une troisième masse d’équilibrage de basculement 38A de valeur Ms située, par rapport à la première masse d’équilibrage de basculement 26A, de l’autre côté du plan P et de l’autre côté du plan Q. De façon similaire, le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B comporte une quatrième masse d’équilibrage de basculement 38B de valeur Ms située, par rapport à la deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B, de l’autre côté du plan P et de l’autre côté du plan Q.The embodiment of FIG. 2 differs from that of FIG. 1 by the fact that the first tilt balancing member 24A comprises a third tilt balancing mass 38A of value Ms situated, relative to the first tilting balancing mass 26A, on the other side of the plane P and on the other side of the plane Q. Similarly, the second tilting balancing member 24B comprises a fourth tilting balancing mass 38B of value Ms situated, with respect to the second tilting balancing mass 26B, on the other side of the plane P and on the other side of the plane Q.
[0094] La troisième masse d'équilibrage de basculement 38A a son centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence P à une distance D3 du plan de référence P et à une distance E3 du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La quatrième masse d'équilibrage de basculement 38B a quant à elle son centre de gravité situé du même deuxième côté du plan de référence P à une distance D4 du plan de référence P et à une distance Ei du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B.The third tilting balancing mass 38A has its center of gravity located on a second side of the reference plane P at a distance D3 from the reference plane P and at a distance E3 from the first tilting balancing axis. 102A. The fourth tilting balancing mass 38B has its center of gravity located on the same second side of the reference plane P at a distance D4 from the reference plane P and at a distance Ei from the second tilting balancing axis 102B .
[0095] Dans l’ensemble des modes de réalisation, le premier axe d’équilibrage de basculement 102A et le deuxième axe d’équilibrage de basculement 102B sont symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement S qui est perpendiculaire à l’axe de révolution 100 du vilebrequin 14, au plan de référence P et au plan d’équilibrage de basculement Q.In all of the embodiments, the first tilting balancing axis 102A and the second tilting balancing axis 102B are symmetrical to each other with respect to a tilting plane of symmetry S which is perpendicular to the axis of revolution 100 of the crankshaft 14, to the reference plane P and to the tilting balancing plane Q.
[0096] Pour expliquer le fonctionnement du mécanisme d’équilibrage de basculement 22, on supposera dans un premier temps que dans les modes de réalisation des figures 1 et 2, les valeurs Mi de la première masse d’équilibrage de basculement 26A et la valeur M2 de la deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B sont égales, et que les centres de gravité de la première masse d’équilibrage de basculement 26A et de la deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B sont dans des positions symétriques l’une de l’autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances Ei etEz sont égales, et les distances Di etDz sont égales.To explain the operation of the tilt balancing mechanism 22, it will first be assumed that in the embodiments of Figures 1 and 2, the values Mi of the first tilt balancing mass 26A and the value M2 of the second tilt balancing mass 26B are equal, and that the centers of gravity of the first tilt balancing mass 26A and the second tilt balancing mass 26B are in symmetrical positions one of the other with respect to the plane of symmetry S. Thus, the distances Ei andEz are equal, and the distances Di andDz are equal.
[0097] Ainsi, la rotation conjointe de la première masse d’équilibrage de basculement 24A et de la deuxième masse d’équilibrage de basculement 24B autour de leur axe d'équilibrage respectif 102A, 102B, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au plan géométrique d’équilibrage de basculement Q à la distance Di de l’axe de référence 100, qui se traduit par un moment non nul par rapport à l'axe de référence 100. Ce moment a une amplitude qui varie de façon périodique, à la période de rotation des organes d'équilibrage 24A, 24B qui est également celle du couple de basculement. On dispose ainsi d'un premier moyen de générer un couple de sens opposé au couple de basculement.Thus, the joint rotation of the first tilt balancing mass 24A and the second tilt balancing mass 24B around their respective balancing axis 102A, 102B, in the opposite direction, generates a force having a result always located in the plane S, perpendicular to the geometric plane of tilt balancing Q at the distance Di from the reference axis 100, which results in a non-zero moment with respect to the reference axis 100. This moment has an amplitude which varies periodically, at the period of rotation of the balancing members 24A, 24B which is also that of the tilting torque. There is thus a first means of generating a torque in the opposite direction to the tilting torque.
[0098] Pour le mode de réalisation de la figure 2, on supposera en outre que les valeurs Ms et M4 de la troisième masse d’équilibrage de basculement 38A et de la quatrième masse d’équilibrage de basculement 38B sont égales et que les centres de gravité des troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A, 38B sont dans des positions symétriques l’une de l’autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances E3 et E4 sont égales, et les distances D3 et D4 sont égales.For the embodiment of FIG. 2, it will also be assumed that the values Ms and M4 of the third tilt balancing mass 38A and of the fourth tilt balancing mass 38B are equal and that the centers of gravity of the third and fourth tilting balancing masses 38A, 38B are in positions symmetrical to each other with respect to the plane of symmetry S. Thus, the distances E3 and E4 are equal, and the distances D3 and D4 are equal.
[0099] Ainsi, la rotation conjointe des troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A, 38B autour de leur axe d'équilibrage respectif, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au plan géométrique d’équilibrage de basculement Q à la distance D3 de l’axe de référence 100, qui se traduit par un moment non nul par rapport à l'axe de référence 100. Ce moment a une amplitude qui varie de façon périodique, à la période de rotation des organes d'équilibrage 24A, 24B qui est également celle du couple de basculement. On dispose ainsi d'un deuxième moyen de générer un couple de sens opposé au couple de basculement.Thus, the joint rotation of the third and fourth tilting balancing masses 38A, 38B about their respective balancing axis, in the opposite direction, generates a force having a result always located in the plane S, perpendicular to the plane tilt tilt balancing geometry at distance D3 from the reference axis 100, which results in a non-zero moment with respect to the reference axis 100. This moment has an amplitude which varies periodically, at the period of rotation of the balancing members 24A, 24B which is also that of the tilting torque. There is thus a second means of generating a torque in the opposite direction to the tilting torque.
[00100] Le couple généré par les troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A et 38B se cumule parfaitement avec le couple généré par les première et deuxième masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B si les troisième et quatrième masses d’équilibrage de basculement 38A, 38B tournent en opposition de phase par rapport aux première et deuxième masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B, en d’autres termes si les centres de gravité des quatre masses en rotation traversent simultanément le plan géométrique d’équilibrage de basculement Q, la troisième masse étant sinon toujours d’un côté du plan géométrique d’équilibrage de basculement Q opposé à la première masse.The torque generated by the third and fourth tilt balancing masses 38A and 38B is perfectly combined with the torque generated by the first and second tilt balancing masses 26A, 26B if the third and fourth balancing masses tilt 38A, 38B rotate in phase opposition relative to the first and second tilt balancing masses 26A, 26B, in other words if the centers of gravity of the four rotating masses simultaneously cross the geometric plane of balancing of tilting Q, the third mass otherwise being always on one side of the geometric plane of balancing tilting Q opposite to the first mass.
[00101] Si de plus les valeurs Mi et Ms sont égales (et par conséquent si M2 et M4 sont égales), la résultante des efforts induits sur le bloc moteur 12 par la rotation des masses 26A, 26B, 38A, 38B est nulle, leur seule contribution étant de générer un couple à la même fréquence et en opposition de phase avec le couple de basculement.If in addition the values Mi and Ms are equal (and therefore if M 2 and M4 are equal), the result of the forces induced on the engine block 12 by the rotation of the masses 26A, 26B, 38A, 38B is zero , their only contribution being to generate a torque at the same frequency and in phase opposition with the tilting torque.
[00102] En pratique, le couple de basculement varie en intensité et en direction avec la vitesse de révolution du vilebrequin et avec le couple moteur. Sur le diagramme de la figure 3A sont représentés : sur l’axe des abscisses la vitesse de révolution du vilebrequin et sur l’axe des ordonnées le couple de basculement exercé sur le bloc moteur, pour trois régimes de couple, à savoir à vide, à mi-charge et à pleine charge. On constate qu’au-delà d’un seuil de vitesse de révolution du moteur, ici au-delà de 2000 tr/min, le couple de basculement est une fonction monotone, en l’occurrence décroissante, de la vitesse de révolution du vilebrequin. Sur le diagramme de la figure 3B sont représentés : sur l’axe des abscisses la charge du moteur, c’est-à-dire le couple moteur rapporté au couple maximal, et sur l’axe des ordonnées et en valeur algébrique, le couple de basculement exercé sur le bloc moteur, pour différentes vitesses de révolution du vilebrequin. Arbitrairement, on a donné au couple de basculement des valeurs négatives lorsque qu’il est dû principalement aux inerties des parties tournantes, à savoir au-delà d’un seuil de vitesse pour un couple donné, ou en deçà d’un seuil de couple pour une vitesse donnée, et des valeurs positives lorsqu’il est dû principalement à la pression de combustion à savoir en deçà d’un seuil de vitesse pour un couple donné, ou au-delà d’un seuil de couple pour une vitesse donnée. On constate que le couple de basculement est une fonction monotone croissante du couple moteur, au moins pour une plage prédéterminée de régimes de vitesse de révolution du vilebrequin. La figure 3C, quant à elle, illustre les variations du couple de basculement en amplitude et en phase, pour une même vitesse de révolution du vilebrequin, à vide et à 50% du couple maximal, pour une combustion qui se déclenche à environ 45° par rapport au référentiel choisi.In practice, the tilting torque varies in intensity and in direction with the speed of revolution of the crankshaft and with the engine torque. The diagram of FIG. 3A shows: on the abscissa axis the speed of revolution of the crankshaft and on the ordinate axis the tilting torque exerted on the engine block, for three torque regimes, namely at no load, half load and full load. It can be seen that beyond a threshold of engine revolution speed, here above 2000 rpm, the tilting torque is a monotonous function, in this case decreasing, of the crankshaft revolution speed . On the diagram of FIG. 3B are represented: on the abscissa axis the load of the motor, that is to say the motor torque related to the maximum torque, and on the ordinate axis and in algebraic value, the torque tilting exerted on the engine block, for different speeds of revolution of the crankshaft. Arbitrarily, the tilting torque has been given negative values when it is mainly due to the inertias of the rotating parts, namely beyond a speed threshold for a given torque, or below a torque threshold for a given speed, and positive values when it is mainly due to the combustion pressure, namely below a speed threshold for a given torque, or above a torque threshold for a given speed. It can be seen that the tilting torque is a monotonically increasing function of the engine torque, at least for a predetermined range of speeds of revolution of the crankshaft. FIG. 3C, for its part, illustrates the variations of the tilting torque in amplitude and in phase, for the same revolution speed of the crankshaft, at no load and at 50% of the maximum torque, for combustion which starts at around 45 ° in relation to the benchmark chosen.
[00103] Les systèmes d’équilibrage 22 des modes de réalisation des figures 1 et 2 peuvent donc être optimisés pour un régime et un couple moteur donné en fixant opportunément la valeur et l’emplacement des masses d’équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B. Mais un tel système aura un bénéfice limité, voire sera contreproductif, pour des régimes et des couples moteur différents.Balancing systems 22 of the embodiments of FIGS. 1 and 2 can therefore be optimized for a given engine speed and torque by appropriately setting the value and location of the tilting balancing masses 26A, 26B, and if necessary 38A, 38B. But such a system will have a limited benefit, even be counterproductive, for different engine speeds and torques.
[00104] On a donc intérêt à pouvoir piloter l’amplitude du couple généré par le système d’équilibrage 22 en fonction du régime moteur.It is therefore advantageous to be able to control the amplitude of the torque generated by the balancing system 22 as a function of the engine speed.
[00105] Différents dispositifs pour modifier le couple d’équilibrage généré par le système d’équilibrage 22 sont illustrés sur les figures 4 à 13.Different devices for modifying the balancing torque generated by the balancing system 22 are illustrated in Figures 4 to 13.
[00106] Sur les figures 4 à 7, on a illustré le premier organe d’équilibrage 24A du système d’équilibrage de la figure 2, comportant un corps 25A guidé en rotation par rapport au premier axe d’équilibrage de basculement 102A, et que l’on supposera ici équilibré dynamiquement, et deux masses d’équilibrage 26A, 38A solidaires en rotation du rapport au corps 25A autour du premier axe d’équilibrage de basculement 102A et équipé d’un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer les masses d’équilibrages 26A, 38A par rapport au corps 25A parallèlement au premier axe d’équilibrage de basculement 102A de manière à faire varier les distances Di et Ds sans faire varier les distances Ei et E3. Le mécanisme de commande 42 est entraîné ici par des moyens moteurs 44 pilotés par une unité de contrôle 46 en fonction de signaux d’entrée en provenance d’une unité de détermination de la vitesse du vilebrequin 48 et d’une unité de détermination du couple moteur 50.In FIGS. 4 to 7, the first balancing member 24A of the balancing system of FIG. 2 is illustrated, comprising a body 25A guided in rotation relative to the first tilting balancing axis 102A, and which will be assumed here to be dynamically balanced, and two balancing masses 26A, 38A integral in rotation with the body 25A around the first tilting balancing axis 102A and equipped with a control device 40 comprising a control mechanism 42 allowing the balancing masses 26A, 38A to be displaced relative to the body 25A parallel to the first tilting balancing axis 102A so as to vary the distances Di and Ds without varying the distances Ei and E3. The control mechanism 42 is driven here by motor means 44 controlled by a control unit 46 as a function of input signals coming from a crankshaft speed determination unit 48 and from a torque determination unit motor 50.
[00107] Dans ce mode de réalisation, les distances Di et D3 sont égales et les masses 26A, 38A se déplacent conjointement. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d’équilibrage 24B est également équipé d’un mécanisme de commande similaire piloté par l’unité de contrôle 46 pour déplacer les deux massesIn this embodiment, the distances Di and D3 are equal and the masses 26A, 38A move together. It is understood that, moreover, the second balancing member 24B is also equipped with a similar control mechanism controlled by the control unit 46 to move the two masses
26B, 38B pour qu’elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A.26B, 38B so that they are always in a symmetrical position with respect to the masses 26A, 38A.
[00108] Dans la position de la figure 4, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 5, les deux masses 26A, 38A se sont conjointement déplacées vers l’axe de révolution 100 du vilebrequin 14 et le couple de compensation engendré par les masses 26A, 38A, 26B, 38B est moindre. Dans la position de la figure 6, les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B sont dans le plan de référence P, et n’engendrent plus aucun couple de compensation autour de l’axe de révolution 100. Enfin, dans la position de la figure 7, les masses 26A, 38A ont traversé le plan P, et se trouvent dans une position permettant une compensation du couple de basculement lié aux inerties.In the position of Figure 4, the compensation of the tilting torque related to the combustion pressures is maximum. In the position of FIG. 5, the two masses 26A, 38A have jointly moved towards the axis of revolution 100 of the crankshaft 14 and the compensation torque generated by the masses 26A, 38A, 26B, 38B is less. In the position in FIG. 6, the tilting balancing masses 26A, 38A, 26B, 38B are in the reference plane P, and no longer generate any compensation torque around the axis of revolution 100. Finally, in the position of FIG. 7, the masses 26A, 38A have crossed the plane P, and are in a position allowing compensation for the tilting torque linked to the inertias.
[00109] Les figures 8 à 10 illustrent le premier organe d’équilibrage 24A du système d’équilibrage de la figure 2, équipé d’un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer les masses d’équilibrages 26A, 38A radialement par rapport au premier axe d’équilibrage de basculement (102A) de manière à faire varier les distances Ei et E3 sans faire varier les distances Di et D3. Dans ce mode de réalisation, les distances Ei et E3 sont égales et les masses 26A, 38A se déplacent conjointement. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d’équilibrage 24B est également équipé d’un mécanisme de commande piloté par l’unité de commande 46 pour déplacer les deux masses 26B, 38B pour qu’elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A.FIGS. 8 to 10 illustrate the first balancing member 24A of the balancing system of FIG. 2, equipped with a control device 40 comprising a control mechanism 42 making it possible to move the balancing masses 26A, 38A radially with respect to the first tilt balancing axis (102A) so as to vary the distances Ei and E3 without varying the distances Di and D3. In this embodiment, the distances Ei and E3 are equal and the masses 26A, 38A move together. It is understood that moreover, the second balancing member 24B is also equipped with a control mechanism controlled by the control unit 46 to move the two masses 26B, 38B so that they are always in a symmetrical position relative to the masses 26A, 38A.
[00110] Dans la position de la figure 8, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 9, les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B sont alignées sur le premier axe d’équilibrage de basculement 102, et n’engendrent plus aucun couple de compensation autour de l’axe de révolution 100. Enfin, dans la position de la figure 10, les masses 26A, 38A sont en position miroir par rapport à la position de la figure 8 permettant ainsi une compensation du couple de basculement lié aux inerties.In the position of Figure 8, the compensation of the tilting torque related to the combustion pressures is maximum. In the position of FIG. 9, the tilt balancing masses 26A, 38A, 26B, 38B are aligned on the first tilt balancing axis 102, and no longer generate any compensation torque around the axis of revolution 100. Finally, in the position in FIG. 10, the masses 26A, 38A are in the mirror position relative to the position in FIG. 8, thus compensating for the tilting torque linked to the inertias.
[00111] Il est naturellement possible de combiner les modes de fonctionnement des figures 4 à 7 d’une part, et 8 à 10 d’autre part, en permettant de modifier à la fois Di, Dz, Ei et E3. Il est à noter que dans les modes de réalisation des figures 4 à 10, il n’est pas nécessaire que les valeurs Mi et M3 des masses 26A et 38A soient égales. Une solution particulière est donnée par Μι = M3, qui se caractérise par la symétrie totale du mécanisme. Par ailleurs, dans l’hypothèse où M3 =0, les figures 4 à 10 deviennent applicable au mode de réalisation de la figure 1.It is naturally possible to combine the operating modes of Figures 4 to 7 on the one hand, and 8 to 10 on the other hand, allowing to modify both Di, Dz, Ei and E3. It should be noted that in the embodiments of FIGS. 4 to 10, it is not necessary for the values Mi and M3 of the masses 26A and 38A to be equal. A particular solution is given by Μι = M3, which is characterized by the total symmetry of the mechanism. Furthermore, in the hypothesis where M3 = 0, FIGS. 4 to 10 become applicable to the embodiment of FIG. 1.
[00112] Sur les figures 11 à 13, on a illustré le premier organe d’équilibrage 24A du système d’équilibrage de la figure 2, équipé d’un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer la masse d’équilibrage 26A parallèlement au premier axe d’équilibrage de basculement de manière à faire varier la distance Di, la masse 38A restant fixe par rapport au corps 25A et D3 étant constant. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d’équilibrage 24B est également équipé de moyens permettant de déplacer la masse 26B, pour qu’elle soit toujours en position symétrique par rapport à la masse 26A.In Figures 11 to 13, there is illustrated the first balancing member 24A of the balancing system of Figure 2, equipped with a control device 40 having a control mechanism 42 for moving the mass d balancing 26A parallel to the first tilting balancing axis so as to vary the distance Di, the mass 38A remaining fixed relative to the body 25A and D3 being constant. It is understood that moreover, the second balancing member 24B is also equipped with means making it possible to move the mass 26B, so that it is always in a symmetrical position relative to the mass 26A.
[00113] Dans la position de la figure 11, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 12, la masse 26A se trouve dans le plan de référence, et le couple de compensation, correspondant à l’action des masses 26A, 38A, est plus faible. Enfin, dans la position de la figure 13, la masse 26A a rejoint la masse 38A, les effets des deux masses s’annulent et le couple de compensation est nul.In the position of Figure 11, the compensation of the tilting torque related to the combustion pressures is maximum. In the position of FIG. 12, the mass 26A is in the reference plane, and the compensation torque, corresponding to the action of the masses 26A, 38A, is lower. Finally, in the position of FIG. 13, the mass 26A has joined the mass 38A, the effects of the two masses cancel each other out and the compensation torque is zero.
[00114] On peut définir un référentiel (O, x, y, z) orthonormé tournant lié à l’organe d’équilibrage de basculement 24A, ayant pour origine O le centre de gravité de l’organe d’équilibrage de basculement 24A, son axe y confondu avec l’axe de rotation de l’organe d’équilibrage de basculement 24A, et son axe z positionné de manière que le plan (O, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles Mi et M3. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d’inertie MA de l’organe d’équilibrage de basculement 24A de la manière suivante :We can define a repository (O, x, y, z) orthonormal rotating linked to the tilt balancing member 24A, having for origin O the center of gravity of the tilt balancing member 24A, its y axis coincides with the axis of rotation of the tilting balancing member 24A, and its z axis positioned so that the plane (O, y, z) contains the centers of gravity of the moving masses Mi and M3. In this frame of reference, the inertia matrix M A of the tilting balancing member 24A can be expressed as follows:
[00115] Suivant la théorie des tenseurs d’inertie, cette matrice est symétrique, de sorte que les composantes de la matrice hors de la diagonale, dites produits d’inertie, sont égales deux à deux : lA,ÿ = Iajî. Dans l’hypothèse où le centre de gravité de l’organe d’équilibrage de basculement 24A est sur l’axe de rotation, on aura de plus Ia,xz= Ια,ζχ =0.According to the theory of inertia tensors, this matrix is symmetrical, so that the components of the matrix outside the diagonal, called inertia products, are equal two by two: lA, ÿ = Iajî. Assuming that the center of gravity of the tilting balancing member 24A is on the axis of rotation, we will also have Ia, xz = Ια, ζχ = 0.
[00116] Dans ce référentiel, les produits d’inerties Ia,Yz et IazY varient en fonction des déplacements des masses mobiles Mi et M3, les autres composantes étant non affectées par les déplacements des masses mobiles Mi et M3.In this frame of reference, the inertia products Ia, Y z and Iaz Y vary as a function of the displacements of the mobile masses Mi and M3, the other components being unaffected by the displacements of the mobile masses Mi and M3.
[00117] De façon analogue, on peut définir un autre référentiel (O, x, y, z) orthonormé tournant lié à l’organe d’équilibrage de basculement 24B, ayant pour origine O le centre de gravité de l’organe d’équilibrage de basculement 24B, son axe y confondu avec l’axe de rotation de l’organe d’équilibrage de basculement 24B, et son axe z positionné de manière que le plan (O, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles M2 et M4. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d’inertie Μβ de l’organe d’équilibrage de basculement 24B de la manière suivante :Similarly, we can define another frame of reference (O, x, y, z) orthonormal rotating linked to the tilting balancing member 24B, originating from O the center of gravity of the member tilt balancing 24B, its y axis coincides with the axis of rotation of the tilt balancing member 24B, and its z axis positioned so that the plane (O, y, z) contains the centers of gravity of the masses M2 and M4 mobiles. In this frame of reference, the inertia matrix Μ β of the tilting balancing member 24B can be expressed as follows:
[00118] Comme la précédente, cette matrice est symétrique. Dans le référentiel choisi, les produits d’inerties Ib,Yz et IbzY varient en fonction des déplacements des masses mobiles M2 et M4, les autres composantes étant non affectées par les déplacements des masses mobiles M2 et M4.Like the previous one, this matrix is symmetrical. In the reference frame chosen, the inertia products Ib, Y z and Ibz Y vary as a function of the displacements of the moving masses M2 and M4, the other components being unaffected by the displacements of the moving masses M2 and M4.
[00119] De préférence, on choisira : IByz = IAyz.Preferably, we will choose: I Byz = I Ayz .
[00120] Naturellement, on a intérêt à positionner les masses d’équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B de manière à ce que le couple de compensation qu’elles engendrent sur un tour des organes d’équilibrage 24A, 24B ait son maximum qui coïncide avec le maximum du couple de basculement subi par le bloc moteur.Naturally, it is advantageous to position the tilting balancing masses 26A, 26B, and if necessary 38A, 38B so that the compensation torque which they generate on one turn of the balancing members 24A , 24B has its maximum which coincides with the maximum of the tilting torque undergone by the engine block.
[00121] Sur la figure 14, on a illustré un cylindre 18 du moteur 10 après le passage par le point mort haut et allumage des gaz. Le piston 16 exerce alors sur la chemise du cylindre 18 un effort dont la composante radiale par rapport à l’axe 104 du cylindre 18 varie entre autres en fonction de la pression des gaz, du couple résistant du vilebrequin et de l’angle de la bielle 20. C’est cet effort qui est à l’origine du couple de basculement, et l’on comprend que son maximum sera atteint à une position de la bielle 20 qui peut varier en fonction des conditions de fonctionnement. Si l’on prend pour origine du référentiel de rotation du vilebrequin la position du vilebrequin 14 correspondant au point mort haut d’un piston de référence au début du temps moteur, on observe que l’effort radial sur la chemise du cylindre 18 atteint son maximum après une rotation du vilebrequin 14 qui peut varier entre 0° et 60°, de préférence entre 10° et 50° en fonction des conditions de fonctionnement. Pour obtenir un effet de compensation dans toutes les conditions d’utilisation du moteur, on aura intérêt à caler le système d’équilibrage du couple de basculement 22 à un angle oc situé dans la partie centrale de cette plage, entre 10° et 50°, de préférence entre 20° et 40°, typiquement à 30° ou autour de cette valeur. En pratique, cela signifie que les masses d’équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B devront être à leur apogée (dans la position la plus éloignée du plan d’équilibrage de basculement Q) lorsque le vilebrequin sera dans la position angulaire oc prévue par rapport au point mort haut du cylindre.In Figure 14, there is illustrated a cylinder 18 of the engine 10 after passing through top dead center and ignition of the gases. The piston 16 then exerts on the cylinder liner 18 a force whose radial component relative to the axis 104 of the cylinder 18 varies among other things as a function of the gas pressure, the resistive torque of the crankshaft and the angle of the connecting rod 20. It is this effort which is at the origin of the tilting torque, and it is understood that its maximum will be reached at a position of the connecting rod 20 which may vary depending on the operating conditions. If we take the crankshaft rotation reference system as the origin of the crankshaft 14 corresponding to the top dead center of a reference piston at the start of engine time, we observe that the radial force on the cylinder liner 18 reaches its maximum after rotation of the crankshaft 14 which can vary between 0 ° and 60 °, preferably between 10 ° and 50 ° depending on the operating conditions. To obtain a compensation effect under all conditions of use of the engine, it will be advantageous to calibrate the system for balancing the tilting torque 22 at an angle oc situated in the central part of this range, between 10 ° and 50 ° , preferably between 20 ° and 40 °, typically at 30 ° or around this value. In practice, this means that the tilt balance weights 26A, 26B, and if necessary 38A, 38B must be at their peak (in the position furthest from the tilt balance plane Q) when the crankshaft is in the angular position oc relative to the top dead center of the cylinder.
[00122] On pourra également prévoir un dispositif de modulation de déphasage 52, illustré sur la figure 15, permettant de faire varier le déphasage entre les organes d’équilibrage de basculement 24A, 24B d’une part, et le vilebrequin 14 d’autre part. Par exemple, si les moyens d'entraînement 28 comportent, comme décrit précédemment, une première chaîne 34 d’entraînement du premier organe d’équilibrage de basculement 24A, on pourra prévoir un tendeur 54 commandé par exemple par l’unité de commande 46, de manière à faire varier la trajectoire de la première chaîne d’entraînement 34 et avec elle le déphasage entre rotation du vilebrequin 14 et rotation des deux organes d’équilibrage 24A, 24B. Naturellement, d’autres dispositifs de modulation du déphasage pourront être envisagés. En pratique, la plage de déphasage devrait être d’au moins 10°, de préférence d’au moins 20°.We can also provide a phase shift modulation device 52, illustrated in Figure 15, to vary the phase shift between the tilt balancing members 24A, 24B on the one hand, and the crankshaft 14 on the other go. For example, if the drive means 28 comprise, as described above, a first chain 34 for driving the first tilt balancing member 24A, a tensioner 54 may be provided, controlled for example by the control unit 46, so as to vary the trajectory of the first drive chain 34 and with it the phase shift between rotation of the crankshaft 14 and rotation of the two balancing members 24A, 24B. Naturally, other devices for modulating the phase shift may be envisaged. In practice, the phase shift range should be at least 10 °, preferably at least 20 °.
[00123] Pour générer le couple de compensation du couple de basculement, il n’est pas nécessaire que le plan d’équilibrage de basculement Q, qui par définition est le plan qui contient les axes d’équilibrage de basculement 102A, 102B, soit perpendiculaire au plan de poussée PP contenant les axes 104 des cylindres 18 en ligne du moteur. Les figures 16 à 21 illustrent différentes variantes possibles du positionnement du plan Q. La figure 16 reprend le positionnement des figures 1 et 2, à savoir perpendiculaire au plan de poussée PP, à distance de l’axe de révolution du vilebrequin 100. La figure 17 illustre un positionnement du plan Q perpendiculaire au plan de poussée PP, et contenant l’axe de révolution. La figure 18 illustre une variante dans laquelle le plan Q contient l’axe de révolution 100, mais est oblique par rapport au plan de poussée PP. La figure 19 illustre une variante particulière dans laquelle le plan d’équilibrage de basculement Q et le plan de poussée PP sont confondus. La figure 20 illustre un plan d’équilibrage de basculement Q parallèle à l’axe de révolution 100 mais à distance de celui-ci et oblique par rapport au plan de poussée PP. Enfin, la figure 21 illustre un plan d’équilibrage de basculement Q parallèle au plan de poussée PP, et distant de celui-ci. En pratique, les modes de réalisation des figures 16, 20 et 21, dans lesquels le plan d’équilibrage de basculement Q est éloigné de l’axe de révolution du vilebrequin 100, s’avèrent plus faciles de mise en œuvre car ils ne nécessitent pas de modification de l’architecture du bloc moteur 12.To generate the tilting torque compensation torque, it is not necessary for the tilting balancing plane Q, which by definition is the plane which contains the tilting balancing axes 102A, 102B, to be perpendicular to the thrust plane PP containing the axes 104 of the cylinders 18 in line with the engine. Figures 16 to 21 illustrate different possible variants of the positioning of the Q plane. Figure 16 shows the positioning of Figures 1 and 2, namely perpendicular to the thrust plane PP, away from the axis of revolution of the crankshaft 100. The figure 17 illustrates a positioning of the plane Q perpendicular to the thrust plane PP, and containing the axis of revolution. FIG. 18 illustrates a variant in which the plane Q contains the axis of revolution 100, but is oblique with respect to the thrust plane PP. FIG. 19 illustrates a particular variant in which the tilting balancing plane Q and the thrust plane PP are combined. FIG. 20 illustrates a tilting balancing plane Q parallel to the axis of revolution 100 but at a distance therefrom and oblique with respect to the thrust plane PP. Finally, FIG. 21 illustrates a tilting balancing plane Q parallel to the thrust plane PP, and distant from the latter. In practice, the embodiments of FIGS. 16, 20 and 21, in which the tilting balancing plane Q is distant from the axis of revolution of the crankshaft 100, prove to be easier to implement because they do not require no modification of the architecture of the engine block 12.
[00124] Les deux axes d’équilibrage de basculement 102A, 102B ne sont pas nécessairement parallèles l’un à l’autre dans le plan d’équilibrage de basculement Q qui les contient. Sur la figure 22 est illustré un mode de réalisation avec une orientation des organes d’équilibrage de basculement suivant deux axes d’équilibrage de basculement 102A, 102B coplanaires mais sécants.The two tilting balancing axes 102A, 102B are not necessarily parallel to each other in the tilting balancing plane Q which contains them. FIG. 22 illustrates an embodiment with an orientation of the tilting balancing members along two tilting balancing axes 102A, 102B which are coplanar but intersecting.
[00125] D’une manière plus générale, si l’on considère que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A a un premier axe principal d’inertie qui n’est pas parallèle au premier axe d’équilibrage de basculement 102A et qui tourne autour du premier axe d’équilibrage de basculement 102A, et que le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B a un deuxième axe principal d’inertie qui n’est pas parallèle au deuxième axe d’équilibrage de basculement 102B et qui tourne autour du deuxième axe d’équilibrage de basculement 102B, une compensation du couple de basculement pourra être obtenue notamment si le premier axe principal d’inertie et le deuxième axe principal d’inertie sont à tout moment symétriques l’un de l’autre par rapport à un plan de symétrie de basculement S perpendiculaire à l’axe géométrique de référence.More generally, if we consider that the first tilt balancing member 24A has a first main axis of inertia which is not parallel to the first tilt balancing axis 102A and which rotates around the first tilt balancing axis 102A, and the second tilt balancing member 24B has a second main axis of inertia which is not parallel to the second tilt balancing axis 102B and which rotates around of the second tilt balancing axis 102B, compensation of the tilting torque may be obtained in particular if the first main axis of inertia and the second main axis of inertia are at all times symmetrical with each other with respect to to a tilting symmetry plane S perpendicular to the geometric reference axis.
[00126] Sur l’ensemble des figures précédentes, le moteur 10 illustré est un moteur à combustion interne à quatre cylindres en ligne. On peut toutefois avantageusement mettre en œuvre l’invention pour d’autres types de moteurs générant un couple de basculement, et notamment pour un moteur monocylindre comme illustré sur la figure 23, un moteur bicylindre comme illustré sur la figure 24 ou un moteur à trois cylindres comme illustré sur la figure 25. On peut de façon analogue généraliser rutilisation du système d’équilibrage 22 du couple de basculement selon l’invention à un moteur à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier quelconque supérieur ou égal à 1. On peut en outre généraliser rutilisation du système d’équilibrage 22 du couple de basculement selon l’invention à un moteur à plusieurs cylindres en V comme illustré sur la figure 26 ou à un moteur en étoile comme illustré sur la figure 27, et plus généralement à tout moteur à combustion interne à allumage régulier (c’est-à-dire à intervalles de rotation du vilebrequin réguliers entre deux combustions successives).In all of the preceding figures, the engine 10 illustrated is an internal combustion engine with four cylinders in line. It is however advantageously possible to implement the invention for other types of engines generating a tilting torque, and in particular for a single-cylinder engine as illustrated in FIG. 23, a twin-cylinder engine as illustrated in FIG. 24 or a three-engine cylinders as illustrated in FIG. 25. It is analogous to generalize the use of the balancing system 22 of the tilting torque according to the invention to an engine with N cylinders in line, N being any integer greater than or equal to 1. It is also possible to generalize the use of the balancing system 22 of the tilting torque according to the invention to an engine with several V-shaped cylinders as illustrated in FIG. 26 or to a star engine as illustrated in FIG. 27, and more generally to any internal combustion engine with regular ignition (i.e. at regular crankshaft rotation intervals between two successive combustions ives).
[00127] Le couple de basculement n’est pas la seule source d’efforts parasites transmis par le bloc moteur 12 à ses points de fixation. Une composante importante sur certains moteurs en ligne est l’effort dit de pilon, qui est la composante parallèle à l’axe 104 des cylindres 18 de la résultante des efforts exercés par le bloc moteur 12 sur ses appuis. L’effort de pilon a une fréquence fondamentale qui dépend du nombre de cylindres 18, de la séquence d’allumages et de la vitesse du vilebrequin 14. Dans le cas particulier du moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, la fréquence fondamentale de l’effort de pilon et celle du couple de basculement coïncident. C’est dans ce cadre que vont maintenant être décrits divers modes de réalisation de l’invention assurant à la fois la compensation du couple de basculement et la compensation de l’effort de pilon.The tilting torque is not the only source of parasitic forces transmitted by the engine block 12 at its fixing points. An important component on certain in-line engines is the so-called pestle force, which is the component parallel to the axis 104 of the cylinders 18 of the result of the forces exerted by the engine block 12 on its supports. The pestle force has a fundamental frequency which depends on the number of cylinders 18, the ignition sequence and the speed of the crankshaft 14. In the particular case of the four-stroke four-cylinder in-line engine, the fundamental frequency of the pestle force and that of the tilting torque coincide. It is in this context that various embodiments of the invention will now be described, ensuring both the compensation of the tilting torque and the compensation of the pestle force.
[00128] Le mode de réalisation de la figure 28 diffère de celui de la figure 1 par le fait que le premier organe d’équilibrage de basculement 24A comporte en plus des éléments de la figure 1 une première masse d’équilibrage de pilon 56A de valeur Pi, ayant un centre de gravité situé dans le plan de poussée PP du moteur à combustion interne, à une distance Fl du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. De façon similaire, le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B comporte une deuxième masse d’équilibrage de pilon 56B de valeur Ps, ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence P du moteur à combustion interne, à une distance Fi du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B.The embodiment of Figure 28 differs from that of Figure 1 in that the first tilt balancing member 24A comprises in addition to the elements of Figure 1 a first pestle balancing mass 56A Pi value, having a center of gravity located in the thrust plane PP of the internal combustion engine, at a distance F1 from the first tilt balancing axis 102A. Similarly, the second tilting balancing member 24B comprises a second pestle balancing mass 56B of value Ps, having a center of gravity located in the reference plane P of the internal combustion engine, at a distance Fi from the second tilt balancing axis 102B.
[00129] Le mode de réalisation de la figure 29 combine les modes de réalisation des figures 2 et 28. Ainsi, le premier organe d’équilibrage de basculement 24A comporte une première masse d’équilibrage de basculement 26A, une troisième masse d’équilibrage de basculement 38A et une première masse d’équilibrage de pilon 56A, alors que le deuxième organe d’équilibrage de basculement 24B comporte une deuxième masse d’équilibrage de basculement 26B, une quatrième masse d’équilibrage de basculement 38B et une deuxième masse d’équilibrage de pilon 56B.The embodiment of Figure 29 combines the embodiments of Figures 2 and 28. Thus, the first tilt balancing member 24A comprises a first tilt balancing mass 26A, a third balancing mass tilt 38A and a first pestle balancing mass 56A, while the second tilt balancing member 24B comprises a second tilt balancing mass 26B, a fourth tilt balancing mass 38B and a second mass d balancing drumstick 56B.
[00130] Pour les modes de réalisation des figures 28 et 29, qui sont spécifiques à un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, on supposera en outre que les valeurs Pi et Ps des premières et secondes masses d’équilibrage des pilons 56A et 56B sont égales et les centres de gravité des premières et secondes masses d’équilibrage des pilons 56A et 56B sont dans des positions symétriques l’une de l’autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances Fi et Fi sont égales. Enfin, dans ces modes de réalisation, le plan de poussée PP contenant les axes 104 des cylindres 18 est impérativement parallèle au plan de référence P. En pratique, le plan de poussée PP peut être confondu avec le plan de référence P, ou décalé de quelques centimètres par rapport au plan de référence P.For the embodiments of FIGS. 28 and 29, which are specific to a four-stroke four-cylinder in-line engine, it will also be assumed that the values Pi and Ps of the first and second balancing weights of the drumsticks 56A and 56B are equal and the centers of gravity of the first and second balancing masses of the drumsticks 56A and 56B are in positions symmetrical to each other with respect to the plane of symmetry S. Thus, the distances Fi and Fi are equal. Finally, in these embodiments, the thrust plane PP containing the axes 104 of the cylinders 18 is imperatively parallel to the reference plane P. In practice, the thrust plane PP can be confused with the reference plane P, or offset by a few centimeters from the reference plane P.
[00131] Ainsi, la rotation conjointe des première et deuxième masses d'équilibrage de pilon 56A, 56B autour de leur axe d'équilibrage respectif, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située sur l’axe d’intersection entre le plan de symétrie S et le plan de poussée PP, et donc parallèle aux axes 104 des cylindres 18. Il est donc possible de générer un effort qui, pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres, aura une résultante périodique, à la période du pilon généré par les cycles de combustion, et que l’on pourra caler de façon à compenser au moins partiellement l’effort de pilon.Thus, the joint rotation of the first and second pestle balancing masses 56A, 56B about their respective balancing axis, in the opposite direction, generates a force having a result always located on the axis of intersection between the plane of symmetry S and the thrust plane PP, and therefore parallel to the axes 104 of the cylinders 18. It is therefore possible to generate a force which, for a four-stroke four-cylinder engine, will have a periodic result, at the period of the pestle generated by the combustion cycles, and which can be wedged so as to at least partially compensate for the pestle force.
[00132] Sur les figures 28 et 29, on a illustré la masse d’équilibrage du pilon 56A, 56B perpendiculaire aux masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B du même organe d’équilibrage 24A, 24B. Ce positionnement relatif engendre un effort de compensation du pilon en quadrature avec le couple de compensation du basculement. Or on constate qu’en règle générale, le déphasage entre l’effort de pilon et le couple de basculement pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres en lignes est constant (à vitesse et couple constants) et compris entre 65° et 115°. On choisira donc pour un moteur donné et pour chaque organe d’équilibrage 24A, 24B un positionnement angulaire relatif δ entre la masse d’équilibrage du pilon 56A, 56B et la ou les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B qui dans un intervalle de 65° à 115°, correspondra à la caractéristique du moteur, comme illustré sur la figure 30.In FIGS. 28 and 29, the balancing mass of the pestle 56A, 56B is illustrated perpendicular to the tilting balancing masses 26A, 38A, 26B, 38B of the same balancing member 24A, 24B. This relative positioning generates a compensation effort for the pestle in quadrature with the tilt compensation torque. However, it can be seen that, as a general rule, the phase shift between the pestle force and the tilting torque for a four-stroke engine with four cylinders in lines is constant (at constant speed and torque) and between 65 ° and 115 ° . We will therefore choose for a given motor and for each balancing member 24A, 24B a relative angular positioning δ between the balancing mass of the pestle 56A, 56B and the tilting balancing mass or masses 26A, 38A, 26B, 38B which in an interval of 65 ° to 115 °, will correspond to the characteristic of the motor, as illustrated in figure 30.
[00133] Un mode de réalisation d’un organe d'équilibrage de basculement 24A, et le cas échéant d’équilibrage de l’effort de pilon, a été illustré sur les figures 31 à 38. L’organe d'équilibrage de basculement 24A comporte un corps 25A présentant une enveloppe extérieure bombée 56A et une plaque centrale 66, et équipé d’une roue d’entraînement 60 destinée à engrener avec la courroie 34, et de deux paliers de guidage d’extrémité 62, 64. Le corps 25A permet de loger deux masses coulissantes d’équilibrage de basculement 26A, 38A et deux ressorts de rappel 68, 70. Entre la masse d’équilibrage de basculement 26A et l’enveloppe bombée 56A est formée une chambre de volume variable 72. De même, une chambre de volume variable 74 est formée entre la masse d’équilibrage de basculement 38A et l’enveloppe bombée 56A. Les deux chambres 72, 74 sont en liaison hydraulique l’une avec l’autre et avec une source de pression externe, par l’intermédiaire de canaux d’alimentation débouchant au niveau des paliers 62, 64. Le circuit hydraulique et les chambres 74, 72 constituent ainsi un dispositif de commande 40 de la position des masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A, permettant aux masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A de se déplacer de la position neutre illustrée sur la figure 34 à une position extrême illustrée sur la figure 38 contre l’effort de rappel des ressorts 70, 68. Dans la position neutre de la figure 34, les masses d’équilibrage de basculement 26A, 38A sont dans la position schématisée sur la figure 6. La position de la figure 38 correspond quant à elle à la position illustrée sur la figure 4. Enfin, il est possible, à partir de la position neutre de la figure 34 et en l’absence de pression dans les chambres 72, 74, d’amener la masse d’équilibrage 26A vers la gauche en butée de fin de course et d’amener la masse d’équilibrage 38A vers la droite en butée de fin de course, sous l’effet des ressorts de rappel 70 68, ce qui constitue l’état illustré schématiquement sur la figure 7.An embodiment of a tilting balancing member 24A, and if necessary balancing the pestle force, has been illustrated in FIGS. 31 to 38. The tilting balancing member 24A comprises a body 25A having a domed outer casing 56A and a central plate 66, and equipped with a drive wheel 60 intended to mesh with the belt 34, and two end guide bearings 62, 64. The body 25A makes it possible to accommodate two sliding tilting balancing masses 26A, 38A and two return springs 68, 70. Between the tilting balancing mass 26A and the domed casing 56A is formed a chamber of variable volume 72. Similarly , a variable volume chamber 74 is formed between the tilting balancing mass 38A and the domed casing 56A. The two chambers 72, 74 are in hydraulic connection with each other and with an external pressure source, by means of feed channels opening out at the bearings 62, 64. The hydraulic circuit and the chambers 74 , 72 thus constitute a device 40 for controlling the position of the tilting balancing masses 26A, 38A, allowing the tilting balancing masses 26A, 38A to move from the neutral position illustrated in FIG. 34 to an extreme position illustrated in FIG. 38 against the return force of the springs 70, 68. In the neutral position of FIG. 34, the tilting balancing masses 26A, 38A are in the position shown diagrammatically in FIG. 6. The position of the Figure 38 corresponds to the position illustrated in Figure 4. Finally, it is possible, from the neutral position of Figure 34 and in the absence of pressure in the chambers 72, 74, to bring the mass of balance ibrage 26A to the left at the end of travel stop and to bring the balancing mass 38A to the right at the end of travel stop, under the effect of the return springs 70 68, which constitutes the state illustrated schematically in figure 7.
[00134] Le centre de gravité de la masse d’équilibrage 26A et le centre de gravité de la masse d’équilibrage 38A se trouvent de préférence dans le plan de coupe B-B localisé sur la figure 33, à distance et de part et d’autre du plan de coupe J-J localisé sur la figure 32. Le centre de gravité du corps 25A se trouve dans le plan de coupe AA localisé sur la figure 32, ou dans un plan de référence C du corps 25A à proximité immédiate du plan de coupe A-A. Dans la position de la figure 8, le centre de gravité de la masse d’équilibrage 26A et le centre de gravité de la masse d’équilibrage 38A se trouvent de part et d’autre du plan de coupe A-A, et de part et d’autre d’un plan contenant le centre de gravité du corps et perpendiculaire à l’axe d’équilibrage de basculement 102A.The center of gravity of the balancing mass 26A and the center of gravity of the balancing mass 38A are preferably located in the section plane BB located in FIG. 33, at a distance from both sides other of the section plane JJ located in FIG. 32. The center of gravity of the body 25A is located in the section plane AA located in FIG. 32, or in a reference plane C of the body 25A in the immediate vicinity of the section plane AA. In the position of FIG. 8, the center of gravity of the balancing mass 26A and the center of gravity of the balancing mass 38A are located on either side of the section plane AA, and on both sides 'another of a plane containing the center of gravity of the body and perpendicular to the tilting balancing axis 102A.
[00135] Si l’organe d’équilibrage de basculement 24A n’est pas destiné à équilibrer un effort de pilon, le corps 25A est constitué de manière à être équilibré dynamiquement dans sa rotation autour de l’axe d’équilibrage de basculement 102A défini par les paliers 62, 64.If the tilting balancing member 24A is not intended to balance a pestle force, the body 25A is formed so as to be dynamically balanced in its rotation about the tilting balancing axis 102A defined by bearings 62, 64.
[00136] Si par contre on prévoit l’équilibrage d’un effort de pilon, le corps 25 A sera conformé de manière à présenter un balourd. Le cas échéant, l’enveloppe bombée du corps 25A présente un côté renflé qui crée un balourd constituant la masse d’équilibrage de pilon 56A, comme illustré plus particulièrement sur la figure 37. On a illustré sur la figure 37 un angle δ de 90° environ, mais l’angle peut naturellement varier en fonction de la répartition des masses au niveau du renflement.If on the other hand provision is made for balancing a pestle force, the body 25 A will be shaped so as to have an unbalance. Where appropriate, the domed envelope of the body 25A has a bulged side which creates an unbalance constituting the pestle balancing mass 56A, as illustrated more particularly in FIG. 37. An angle δ of 90 has been illustrated in FIG. 37 ° approximately, but the angle can naturally vary depending on the distribution of the masses at the level of the bulge.
[00137] Naturellement, de nombreuses variations sur la structure de l’organe d’équilibrage de basculement 24A sont possibles. On peut envisager une commande autre qu’hydraulique, par exemple par vis sans fin ou par câble. Si l’on souhaite piloter les masses d’équilibrage 26A, 38A conjointement, on peut prévoir une liaison 5 mécanique entre les deux, par exemple une liaison à pignon et crémaillère ou à câble.Naturally, many variations on the structure of the tilting balancing member 24A are possible. We can consider a control other than hydraulic, for example by worm or cable. If one wishes to control the balancing masses 26A, 38A jointly, one can provide a mechanical connection 5 between the two, for example a pinion and rack or cable connection.
Inversement, on peut souhaiter rendre indépendantes l’une de l’autre la commande de la masse d’équilibrage de basculement 26A et la commande de la masse d’équilibrage de basculement 38A, ce qui conduirait à prévoir, dans le dispositif des figures 31 à 38, deux circuits hydrauliques indépendants. Les ressorts de rappel 68, 10 70 peuvent être indifféremment des ressorts de compression ou des ressorts de traction. Plus généralement, on peut prévoir un système de rappel pneumatique ou à cames.Conversely, one may wish to make independent the control of the tilt balancing mass 26A and the control of the tilt balancing mass 38A, which would lead to providing, in the device of Figures 31 at 38, two independent hydraulic circuits. The return springs 68, 10 70 can be either compression springs or tension springs. More generally, a pneumatic or cam return system can be provided.
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