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WO1997032115A1 - Perfectionnement aux moteurs a combustion interne a deux temps a balayage en boucle - Google Patents

Perfectionnement aux moteurs a combustion interne a deux temps a balayage en boucle Download PDF

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Publication number
WO1997032115A1
WO1997032115A1 PCT/FR1997/000354 FR9700354W WO9732115A1 WO 1997032115 A1 WO1997032115 A1 WO 1997032115A1 FR 9700354 W FR9700354 W FR 9700354W WO 9732115 A1 WO9732115 A1 WO 9732115A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
valve
seat
intake
exhaust
piston
Prior art date
Application number
PCT/FR1997/000354
Other languages
English (en)
Inventor
Jean-Frédéric MELCHIOR
Original Assignee
Melchior Technologie
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Melchior Technologie filed Critical Melchior Technologie
Priority to US09/125,207 priority Critical patent/US6196171B1/en
Priority to EP97907144A priority patent/EP0883735A1/fr
Publication of WO1997032115A1 publication Critical patent/WO1997032115A1/fr

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/28—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of coaxial valves; characterised by the provision of valves co-operating with both intake and exhaust ports
    • F01L1/285—Coaxial intake and exhaust valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
    • F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
    • F02B2075/025—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle two

Definitions

  • the present invention relates to an improvement to two-stroke internal combustion engines with loop scanning, of the type having
  • the scanning operation can only take place during a limited part of the time of each cycle, another important part of this time having to be devoted to the compression and expansion of the gases renewed in the chamber.
  • the increase in the size of the valves quickly encounters a geometric limit imposed by the very dimensions of the cylinder head, while the increase in the lift of the valves, that is to say the distance by which the valve deviates from its seat, and the increase in the lifting speed, which are determined by the profile of the cams actuating the opening and closing of the valves, are quickly limited by the mechanical counter-forces imposed by the pressures of admissible contact between the cam nose and the parts it actuates.
  • the performances namely the permeability of the cylinder head, the efficiency of the use of fresh air passing through the cylinder head, that is to say the ratio between the mass of fresh air trapped in the working chamber at the end of the sweep to the mass of fresh air passing through the cylinder head, and the sweep efficiency, namely the ratio between the mass of fresh air to the total mass of gas enclosed in the said chamber at the end of the sweep, are found therefore limited.
  • Patent application EP-A-0 673 470 has made it possible to bring a clear improvement to these limitations by providing a single intake valve and a valve. single exhaust,
  • the seat of the intake valve being integral with the cylinder head and oriented so that the pressure of the working fluid contained in the working chamber exerts a force which tends to press said valve on its seat, said seat being located in the vicinity immediately around the periphery of the upper portion of the above cylindrical wall in which the piston slides, and in contact with the cylinder head,
  • the above-mentioned exhaust valve comprising a tubular part whose inner wall slides, in a sealed manner thanks to sealing means, around a fixed hub carried by the cylinder head, and whose end on the side of the chamber has a coaxial reach to said tubular part so as to be able to cooperate with a seat arranged inside the lower part on the side of the chamber of the aforesaid intake valve, making it possible to communicate the aforesaid cavity exhaust with the working chamber, thanks to the annular space delimited radially by the inner wall of the intake valve and by the outer wall of the exhaust valve.
  • this arrangement makes it possible to optimize and control the sweeping and, moreover, to double the actual lift of the exhaust seat because the liftings of the intake and exhaust valves are effected in the opposite direction. .
  • the present invention proposes to further improve the performance of engines having an intake valve and a concentric exhaust valve, in particular as they have just been defined above, which allows, as desired, to decrease the duration of the sweep and, consequently, to increase the useful expansion stroke of the engine and therefore its efficiency, or to obtain, for a given angular duration of sweep during the rising stroke of the piston, a high permeability of the cylinder head making it possible to increase the engine speed.
  • Yet another objective of the invention is to considerably reduce the wear and tear of the valves and their seats and, in particular, the intake valve and its seat, the exhaust valve and its seat being generally better protected by the effect of lubrication by carbon deposits caused by the combustion gases heading towards the exhaust.
  • the subject of the invention is a two-stroke internal combustion engine with loop scanning, preferably with compression ignition, of the type described in the preamble, and preferably in which the intake and exhaust valves are of shape of revolution and axes combined, and preferably combined with the axis of the said cylindrical wall, and mounted coaxially, preferably such that the inlet valve is located outside the valve and preferably comprising the other characteristics of the valves of concentric valve engines of the type described above, characterized in that, for at least one of said intake and exhaust valves, the surface of the valve located downstream, in the direction of flow passing through it, from the range of said valve, on the one hand, and the surface of the part extending the seat of said valve, with which cooperates said bearing, and also located downstream of said seat, on the other hand, are configured in the manner of a substantially isentropic diffuser to open into the cavity located in downstream of the valve.
  • isentropic diffuser is understood a divergent nozzle in which the gas flow which crosses there undergoes an almost isentropic deceleration
  • the outlet in said downstream cavity has a flow section greater than the geometric section of passage of the valve in the fully open position between the bearing surface of said valve and its seat.
  • geometric passage section of the valve means the minimum free passage section between the valve lifted and its seat. This section remains in the vicinity of the seat, that is to say the contact areas of the closed valve and its seat, but its axial position may vary depending on the lift of the valve.
  • the flow downstream of the valve takes place in a diffuser whose cross section gradually increases, at least when one approaches the cavity situated downstream of the valve, namely the working chamber, in the case of an intake valve and the exhaust cavity in the case of the exhaust valve, the flow section of this diffuser, that is to say the section through which the diffuser opens into said cavity , being greater than the passage section of the valve in the fully open position between the seat of the valve and its seat.
  • the ratio between the flow section of the outlet for the flow of the valve in the cavity located downstream thereof, in the direction of flow, and said geometric section of the valve passage in the fully open position is at most equal to the critical ratio calculated for the value of the ratio of the pressures of the fluid flowing in said valve on either side thereof, and this at least during normal engine operation .
  • the critical ratio is defined as that for which the speed of flow will reach the speed of sound at the neck of the fluid stream located in the vicinity of the valve seat; it can be easily calculated by the equations of isentropic diffusion.
  • the surface profile of the valve downstream of its range is configured to become progressively substantially parallel to the direction of the cylindrical wall of the chamber in which the piston slides.
  • the intake valve can determine, at its range, in combination with the seat, an angled path widening gradually in the meridian plane and, initially oriented advantageously outward, it is ie towards the wall of the chamber, to become progressively parallel to the wall of the chamber.
  • the profile of the part of the valve located downstream of its range is configured at its outlet to be substantially parallel to the inner cylindrical part of the intake valve which forms the seat of the exhaust valve.
  • deflector means can be provided in the air supply duct which delivers air to the tubular intake valve to give the air flow a rotary component allowing '' Address, through the passage surface of the valve then the part forming the diffuser, a flow of air in substantially isentropic flow while being animated by a rotational movement causing a centrifugal effect tending to keep the fresh air along the wall of the cylindrical chamber in which the piston slides, in order to obtain the advantages described in patent application FR-A-2 690 951.
  • the access passages to the intake valve will preferably be inclined with respect to the geometric axis of the cylinder, in the direction of the piston to reduce the deflection of the flow in a meridian plane.
  • the deflector means such as blades, can be arranged either at these passages, or even, if necessary, on the intake valve. It will also be understood that the invention, thanks to the increase in the effective permeability of the cylinder head resulting from the isentropic diffusion of the flow, makes it possible to limit the disadvantage of pressure drop which inevitably results from the rotation air by the deflector means whose inclination is, in general, close to 45 °.
  • the invention also relates to a motor defined in the preamble, preferably comprising a tubular inlet valve having a bearing surface, preferably of general conical shape, cooperating with a valve seat carried by the cylinder head, the bearing of the valve seat on the seat then taking place along a circular line in a plane perpendicular to the axis of translation of the valve, characterized in that the seat and the valve, downstream of said circular line of support between the seat and the seat as defined when the pressure prevailing in the chamber is low or zero, are arranged so that during the cyclic deformation of the valve under the action of the forces due to the pressure of the gases, the diameter of this circular contact line decreases so that the range of the valve pivots around its support on its seat and rolls without sliding on that - this.
  • the mating surface at the level of the seat and preferably also the surface at the level of the seat, have profiles having an inflection point, the contact line , that is to say support moving in the vicinity of this inflection point during pressure variations.
  • the contact line when the valve is not that little or no pressure constraint is placed below this point of inflection whereas when the valve is strongly constrained, the gases being for example at maximum pressure, it is placed on or slightly above from this point of inflection.
  • conjugate surfaces are arranged to form, downstream, in the direction of the flow of the fluid, of the bearing surface and of the seat, a diffuser allowing a substantially isentropic flow, diffuser as it has been defined above. above.
  • FIG. 1 shows a schematic view in axial section of an engine according to the known state of the art, shown with the intake and exhaust valves in the closed state and the piston at its ' Top Dead Center then that combustion takes place in the combustion chamber;
  • FIG. 2 shows a schematic view in axial section identical to Figure 1, but with the valves in the maximum open state and the piston near its bottom dead center while the scanning of the working chamber occurs ;
  • FIG. 3 shows a schematic view of the geometric shapes of the admission and exhaust valves with their respective seats and produced according to the invention so as to allow the flow through them to diffuse so isentropic downstream of their respective passes, that is to say downstream of the maximum restriction of the passage offered to said flow.
  • the intake valve is closed and the exhaust valve is in the position of weak opening.
  • the two valves are in the maximum open position;
  • FIG. 5 shows a schematic view of the lower part of the exhaust valve with a floating ring disposed between its internal surface and the hub;
  • FIG. 6 shows a schematic view of the actuation means of the intake valve
  • FIG. 7 schematically shows a sectional view of the intake valve, comprising a recess containing a heat transfer fluid
  • FIG. 8 shows a schematic view of the conjugate profiles of the intake valve and its seat in a preferred embodiment of the invention
  • the engine according to the known state of the art, and described in application EP-A-0 673 470, is a two-stroke diesel engine with loop scanning comprising a cylinder 1 in which a piston 2 slides and which is closed at its upper end by a cylinder head 5.
  • the cylinder, the piston and the cylinder head delimi ⁇ a working chamber of variable volume 3 in which occurs, while the piston is in the vicinity of its Top Dead Center combustion as shown in Figure 1.
  • Cylinder head 5 has a fixed central hub
  • the engine further comprises an intake valve of generally tubular shape 7 and a exhaust valve also of generally tubular shape 8, said valves being concentric along the common axis of revolution 23, the exhaust valve being included inside the intake valve.
  • the intake valve 7 has at its lower part a seat 9 cooperating with a seat
  • an intake cavity 11 distributes the air to the valve, coming from a conventional air supply device (not shown).
  • a conventional air supply device not shown.
  • passages can be delimited by two coaxial conical surfaces arranged in the cylinder head, guiding vanes being arranged as close as possible to the outlet in the working chamber.
  • the tubular inlet valve 7 has an inner surface of revolution which has in its lower part a preferably conical surface, of axis coincident with the axis 23 of the valve and forming a seat 13 which cooperates with the bearing surface 14 of the valve exhaust pipe 8.
  • the tubular inlet valve 7 also has a tubular and cylindrical body 15 which slides in a bore arranged in the cylinder head 5, while the tubular exhaust valve 8 also has a cylindrical tubular body which slides around the fixed central hub 6. Oil passages are provided between the internal cylindrical surface of the body of the exhaust valve 8 and the external cylindrical surface of the fixed central hub 6, so as to allow the cooling and lubrication of the facing parts.
  • the two tubular valves being of revolution and of axes combined, due to their difference in diameter, delimit an annular channel 16 by which the exhaust gases are led from the working chamber 3 to the exhaust cavity 17 which communicates with the exhaust system, not shown, of the engine.
  • the two valves 7 and 8 are hydraulically actuated, as described in application EP-A-0 673 470 by virtue of the cyclic variations in pressure of a hydraulic liquid enclosed in two cavities 50 or 60 of constant volume but having variable surfaces delimited by a driving piston 51 or 61 cooperating with a camshaft 53 kinematically linked to the main shaft of the engine, and by a receiving piston 52 or 62, secured respectively to the intake valve and to the exhaust valve, and which includes adequate elastic return means.
  • the intake and exhaust valves are actuated in opposite directions, the tubular intake valve 7 opening downwards, that is to say in the direction of the piston, and the tubular valve d exhaust opening upwards.
  • the range 14 of the exhaust valve cooperating with its seat 13 arranged on the inner surface of the intake valve it is understood that, the movements of the two valves being carried out in opposite directions, the opening of the valve exhaust is increased by lifting the intake valve.
  • the intake air enters the passage section of the intake valve delimited between the seat 9 and the seat 10, having been previously rotated in the above passages 12.
  • the air thus enters the work in the space delimited by the side wall of the cylinder and the lower part of the valve.
  • the air streams entering the working chamber are inclined relative to said axis 23, forming an air sheet along the wall cylindrical towards the piston and rotating around this axis.
  • the hot gases which are concentrated in the vicinity of the axis of the chamber 3 and of the combustion chamber 4, escape through the passage section between the seat 13 and the seat 14 of the valve. exhaust.
  • the combustion gases are thus largely evacuated and replaced by fresh air.
  • the valves are closed, and all of the gases contained in the chamber 3 are then gradually compressed and end up in the maximum compression state in the combustion chamber 4 in which then injects the fuel under pressure, which ignites the fuel and starts a new engine cycle.
  • the lower part of the tubular intake valve 7, located downstream (in the direction of flow of air passing through it) from the seat 9 cooperating with the conical seat 10, is extended downward, that is to say towards the piston, by a skirt 21 having a symmetry of revolution and coaxial with said valve , and whose surface area rne, that is to say the most distant from its axis 23, is a surface of revolution whose meridian profile is tangentially connected upstream to the surface of the bearing surface 9 and downstream, preferably ends parallel ⁇ ment at axis 23.
  • the conical seat 10 is extended in a regular manner by a surface of revolution 22 around the axis 23 and whose meridian profile is tangent - upstream - with the conical seat, and parallel - downstream - with the axis 23.
  • the facing surfaces of revolution 21 and 22 thus delimit an annular passage having a symmetry of revolution and whose increasing section regularly from the minimum passage section Se (while the valve is in the maximum open position) called the valve neck and located to the right of the seat 10 and the seat 9, to the maximum passage section Sd located at the lower part of the skirt 21.
  • isentropic diffuser means a channel whose passage section, increasing in the direction of flow, is such that the flow passing through it, having been previously accelerated and relaxed until the valve neck is crossed , undergoes a quasi-isentropic slowing down and recompression [that is to say, in the absence of thermal losses at the wall, with conservation of the total pressure (or stopping pressure) throughout the flow], up to the static pressure level prevailing downstream of said valve.
  • the progressive growth of the passage section in the diffuser must not be too low - because then the parietal friction becomes excessive there, causing a fall in the total pressure of the flow - nor too strong - because then the flow takes off from the wall, also causing a drop in total pressure.
  • the optimal angle characterizing the progressive growth of the passage section is close to 7 degrees relative to the axis of said cone.
  • the flow Q passing through the valve is increased in the ratio S d / S of the maximum flow section ⁇ d at the outlet of the diffuser at the minimum section S c at the neck compared to the flow Q * which would have passed through the same valve without its diffuser .
  • This increase in the flow rate is however limited by the fact that by relaxing when the valve neck passes, the flow rate is accelerated, to then be recompressed and decelerated in the diffuser.
  • the diffuser is adapted to the neck of the valve if the speed of sound is reached at said neck and if the flow diffuses in a reversible manner, that is to say without separation from the wall, up to the section of exit.
  • the diffuser is adapted to the valve in the fully open position (with a flow section increased by 62% compared to the section at the neck if the pressure difference across the valve is 10% of the pressure prevailing upstream of the valve) it will not be the same for the lower valve lift. If for example the valve is lifted halfway, the flow will take off from the wall of the diffuser in the edge of the diffuser whose passage section is equal to half of its outlet section.
  • the facing profiles 21 and 2 2 can be organized so that the diffusion is as perfect as possible, even during the lifting of the valve.
  • the meridian profiles of these facing surfaces 24 and 25 are drawn in such a way that the annular passage 26 constitutes a divergent channel from the minimum section Se at the neck of the valve up to the maximum value Sd connecting to the exhaust pipe 17 and that this diverging point is an isentropic diffuser in the sense defined above.
  • the ratio between the outlet section Sd of this diffuser and the section at the neck Se of the valve in the fully open position is at most equal to the critical ratio calculated for the nominal value of the pressure difference relative to the terminals of the valve.
  • the position of the valve neck defined by the minimum geometric passage cross section of the annular channel, can vary, relative to the position of the bearing surface 14 and of the seat 13 of said valve, and this as a function of the degree of opening of the valve.
  • FIG. 3 for example, in which the exhaust valve is in the position of low opening, it can be seen that the neck of the valve, with a minimum passage section Se, is located in the immediate vicinity of the seat 14 of the valve and its seat 13. On the contrary in FIG.
  • conjugate profiles 21 and 22 for the intake valve and 24 and 25 for the exhaust valve can be made by those skilled in the art either by calculation or by experimentation.
  • we will draw these profiles so that the The diverging part following the valve neck constitutes an isentropic diffuser as perfect as possible, in the sense defined above, when the valve concerned is in the fully open position.
  • To determine the ideal profile it will be necessary to take into account the fact that the flow has an axial component ("flow velocity") and a tangential component printed thereon when crossing the deflector means 12.
  • flow velocity axial component
  • tangential component printed thereon when crossing the deflector means 12.
  • the inlet valve has a large diameter and naturally centers itself, when closed, on its seat, fitted on the cylinder head.
  • the exhaust valve of smaller diameter, is supported on the conical seat 13 arranged on the intake valve, so that it may happen that it is off-center by a significant value relative to the central hub 6 on which it slides. In the case of large bore motors, through the play of manufacturing tolerances and stacking of parts, this eccentricity can reach several tenths of a millimeter.
  • a floating ring 28 capable of moving laterally by compared to the hub.
  • This floating ring 28 can be housed so as to be able to move laterally with little play in a groove formed between a shoulder 29 of the hub 6 and a counter-shoulder 36 of a part 31 also forming part of the hub 6, the external cylindrical surface of the ring 28 serving as a sliding track for a sliding seal or gasket 32, located in the lower internal part of the exhaust valve 8.
  • This track Sliding has, of course, an outer cylindrical surface sufficiently high to allow the sliding of the seal 32 during the entire lifting of the exhaust valve.
  • valve control In order to control the movement of the valves, for example the inlet valve 7, any known means of valve control can be used such as for example a mechanical control by camshaft or a synchro ⁇ nized electro-magnetic type control with the rotation of the main shaft of the motor.
  • hydraulic control means which consist of a deformable cavity of constant volume, filled with a hydraulic liquid such as for example the lubricating oil of the engine, and comprising a first chamber of variable volume 34, delimited by a cylinder arranged in the cylinder head and in which slides a piston-engine 35 cooperating with a camshaft 36 kinematically linked to the main shaft of the engine , and which communicates, by a passage 37 with a second chamber of variable volume 38 delimited by the bore in which slides the cylindrical external surface of the intake valve 7, which has a shoulder 39 acting as a piston-receiver, so that, when the nose of the cam 36 actuates the piston-engine 35, the oil, considered to be an incompressible liquid, expelled through the passage 37 from the first chamber 34 to the se this chamber 38 causes the piston-receiver 39 to descend, and thereby the opening of the valve 7.
  • the return upwards can be effected by a return means, which can be, for example, a spring or, preferably , a pneumatic return means constituted by the compression of the air contained in a cavity 40 one of the faces of which is also delimited by a shoulder 41 acting as a return piston surface, of the valve 7. If the volume formed by the cavities 34, 38 and the passage 37, is too full of oil, for example following an oil leak entering the cavity, or thermal expansion of the oil, the valve will not fall back on its seat. In the event of an oil deficit, for example, by leakage to the outside, the contact between the cam 36 and the roller of the piston 35 will be interrupted, which will cause shocks in the control means.
  • a return means which can be, for example, a spring or, preferably , a pneumatic return means constituted by the compression of the air contained in a cavity 40 one of the faces of which is also delimited by a shoulder 41 acting as a return piston surface, of the valve 7.
  • the intake valve 7 has a large area exposed to the combustion gases, so it is important to ensure good cooling of the valve.
  • the exhaust valve may have an advantage in being strongly cooled.
  • it is advantageously possible to produce the valve by fitting inside it an elongated annular cavity which conforms appreciably to the shape of the valve, and descends near the free end 27 of the valve 7 to extend. widely inside the tubular cylindrical part 15 of the valve.
  • This cavity is partially filled with a good heat transfer fluid 44, for example sodium which is in the liquid state when the valve has reached its operating temperature.
  • a good heat transfer fluid 44 for example sodium which is in the liquid state when the valve has reached its operating temperature.
  • the large surface licked by the fresh air during sweeping allows heat transfer from the internal surface of the intake valve during combustion to the external surface of said valve during compression. This transfer can be done either by conduction or by convection in the heat-carrying fluid.
  • a similar cavity may be provided in the exhaust valve in order to transport the calories from the lower end of the valve to water or oil cooling means of the valve.
  • FIG. 8 In a tubular inlet valve, such as for example the valve 7, associated with the tubular exhaust valve 8 and of which it carries the seat 13, the forces due to the pressure of the gases , and in particular when the piston is in the vicinity of its top dead center, are exerted on the interior face of the intake valve with regard, mainly, to chamber 4. It is understood that the valve part situated above its support on the seat 10 will be subjected to tensile stresses, while the free end of the valve located below this support will be subjected to compression stresses. The result of these forces is exerted on the valve 7 between its two supports against the fixed seat 10 and the movable bearing surface 14 of the exhaust valve 8.
  • valve located at its seat 9 and the surface of the cylinder head located at the seat 10 a rounded profile, and this the valve is a tubular valve of the type defined in the present invention, that is to say the surfaces downstream of the seat form a quasi-isentropic diffuser, or else it is a conventional tubular valve.
  • tubular admission valve according to the invention which comprises a quasi-isentropic diffuser downstream from its seat
  • the fact that the latter is hollow and has an S-profile on either side of its bearing surface 9 is particularly suitable for obtaining this characteristic of the rolling without sliding of the circular contact line of the bearing surface 9 on the seat 10, line which will migrate upwards (that is to say in the direction of the cylinder head) in a plane perpen ⁇ dicular to the axis of said valve, due to the cyclic deformation of the valve under the effect of gas pressures in the combustion chamber.
  • the combined profiles of the bearing surface 9 and of the seat 10 of the valve may be determined either experimentally by seeking to minimize friction and therefore 1 • wear of the parts in contact, or by calculation, involving the change in thickness and the shape of the valve (and therefore its inertia) as a function of the axial position of the cutting plane and the rigidity of the material from which it is made.

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Abstract

Moteur à combustion interne à deux temps à balayage en boucle contrôlé par une soupape d'admission (7) coopérant avec un siège (10) pour l'air frais et une soupape d'échappement (8) coopérant avec un siège (13) pour l'échappement des gaz de combustion, les soupapes étant disposées pour que l'air frais d'admission balaye une partie substantielle des gaz brûlés, caractérisé en ce que pour l'une au moins desdites soupapes, la surface (21) de la soupape située en aval de la portée (9) de la soupape et la surface (23) de la partie prolongeant le siège (10) en aval dudit siège sont configurées de façon à constituer un diffuseur sensiblement isentropique.

Description

Perfectionnement aux moteurs a combustion interne à deux temps à balayage en boucle.
La présente invention a trait à un perfec- tionnement aux moteurs à combustion interne à deux temps à balayage en boucle, du type présentant
- au moins une chambre de travail de volume variable délimitée par une paroi cylindrique dans laquelle coulisse un piston, la face supérieure mobile du piston et une culasse fixe,
- fonctionnant selon le cycle à deux temps, avec un système de balayage en boucle à travers la culasse, contrôlé par au moins une soupape d'admission coopérant avec un siège, de préférence d'allure générale conique, de manière à faire communiquer cycliquement la chambre de travail avec une cavité d'admission communi¬ quant avec des moyens d•alimentation en air frais du moteur, et par au moins une soupape d'échappement coopérant avec un siège, de préférence d'allure générale conique, de manière à faire communiquer cycliquement la chambre de travail avec une cavité d'échappement communi¬ quant avec le système d'échappement des gaz de combustion du moteur,
- lesdites soupapes d'admission et d'échap- pement étant disposées de façon que l'air frais d'admis¬ sion pénétrant dans la chambre de travail à travers la soupape d'admission provoque un balayage au moins d'une partie substantielle des gaz brûlés dans la chambre et leur évacuation à travers la soupape d'échappement. Dans les moteurs de ce type la différence de pression ΔP des gaz entre les moyens d'alimentation en air frais du moteur à la pression P, et le système d'échappement des gaz de combustion du moteur est une valeur relativement faible et pratiquement imposée par les caractéristiques des moyens de suralimentation en air frais.
Par ailleurs l'opération de balayage ne peut intervenir que pendant une partie limitée du temps de chaque cycle, une autre partie, importante, de ce temps devant être consacrée à la compression et la détente des gaz renouvelés dans la chambre.
Il en résulte que la géométrie et le fonc- tionnement des soupapes d'admission et d'échappement jouent un rôle déterminant dans le rendement, la puis¬ sance et la vitesse du moteur.
Or l'accroissement de la taille des soupapes se heurte rapidement à une limite géométrique imposée par les dimensions mêmes de la culasse, alors que l'augmenta¬ tion de la levée des soupapes, c'est-à-dire la distance dont la soupape s'écarte de son siège, et l'accroissement de la vitesse de levée, qui sont déterminés par le profil des cames actionnant l'ouverture et la fermeture des soupapes, se trouvent rapidement limités par les contra¬ intes mécaniques imposées par les pressions de contact admissibles entre le nez de la came et les pièces qu'elle actionne.
Les performances, à savoir la perméabilité de la culasse, le rendement de l'utilisation de l'air frais traversant la culasse, c'est-à-dire le rapport entre la masse d'air frais enfermée dans la chambre de travail à la fin du balayage à la masse d'air frais traversant la culasse, et le rendement de balayage, à savoir le rapport entre la masse d'air frais à la masse totale de gaz enfermée dans la susdite chambre à la fin du balayage, se trouvent donc limitées.
La demande de brevet EP-A-0 673 470 a permis d'apporter une nette amélioration à ces limitations en prévoyant une soupape d'admission unique et une soupape d'échappement unique,
- lesdites soupapes d'admission et d'échappe¬ ment étant de forme de révolution et d'axes confondus, et de préférence confondus avec l'axe de la paroi cylindrique de la chambre de travail, et montées coaxia¬ lement, de telle façon que la soupape d'admission soit située à l'extérieur de la soupape d'échappement,
- le siège de la soupape d'admission étant solidaire de la culasse et orienté de telle manière que la pression du fluide moteur contenu dans la chambre de travail exerce une force qui tend à appuyer ladite soupape sur son siège, ledit siège étant situé au voisinage immédiat de la périphérie de la partie supé¬ rieure de la susdite paroi cylindrique dans laquelle coulisse le piston, et en contact avec la culasse,
- la susdite soupape d'échappement comportant une partie de forme tubulaire dont la paroi intérieure coulisse, de façon étanche grâce à des moyens d'étanchéi¬ té, autour d'un moyeu fixe porté par la culasse, et dont l'extrémité du côté de la chambre présente une portée coaxiale à ladite partie tubulaire de façon à pouvoir coopérer avec un siège aménagé à l'intérieur de la partie inférieure du côté de la chambre de la susdite soupape d'admission, permettant de faire communiquer la susdite cavité d'échappement avec la chambre de travail, grâce à l'espace annulaire délimité radialement par la paroi intérieure de la soupape d'admission et par la paroi extérieure de la soupape d'échappement.
En effet cette disposition permet d'optimiser et de contrôler le balayage et, en outre, de doubler la levée réelle du siège d'échappement du fait que les levées des soupapes d'admission et d'échappement s'effec¬ tuent en sens contraire.
En outre, si l'on prévoit des moyens pour mettre en rotation l'air d'admission passant par la soupape d'admission, on peut réaliser une stratification centrifuge axi-symétrique et injecter le combustible dans une zone centrale chaude relativement pauvre en oxygène, de façon à obtenir les avantages décrits dans ce brevet ainsi que dans la demande de brevet FR-A-2 690 951.
La présente invention se propose d'améliorer encore les performances des moteurs possédant une soupape d'admission et une soupape d'échappement concentriques, notamment telles qu'elles viennent d'être définies ci- dessus, ce qui permet, au choix, de diminuer la durée du balayage et, en conséquence d'augmenter la course utile de détente du moteur et donc son rendement, ou d'obtenir, pour une durée angulaire donnée de balayage pendant la course montante du piston, une perméabilité élevée de culasse permettant d'accroître la vitesse de rotation du moteur.
Un autre objectif, encore, de l'invention est de considérablement diminuer l'usure des soupapes et de leur siège et singulièrement de la soupape d'admission et de son siège, la soupape d'échappement et son siège étant généralement mieux protégés par l'effet de lubrifi¬ cation par les dépôts carbonés provoqués par les gaz de combustion se dirigeant vers l'échappement.
L'invention a pour objet un moteur à combus- tion interne à deux temps à balayage en boucle, de préférence à allumage par compression, du type décrit dans le préambule, et de préférence dans lequel les soupapes d'admission et d'échappement sont de forme de révolution et d'axes confondus, et de préférence confon- dus avec l'axe de la susdite paroi cylindrique, et montés coaxialement, de préférence de telle façon que la soupape d'admission soit située à l'extérieur de la soupape d'échappement et comportant, de préférence, les autres caractéristiques des soupapes des moteurs à soupapes concentriques du type décrit ci-dessus, caractérisé en ce que, pour l'une au moins desdites soupapes d'admission et d'échappement, la surface de la soupape située en aval, dans le sens de l'écoulement la traversant, de la portée de ladite soupape, d'une part, et la surface de la partie prolongeant le siège de ladite soupape, avec lequel coopère ladite portée, et située également en aval dudit siège, d'autre part, sont configurées à la façon d'un diffuseur sensiblement isentropique pour déboucher dans la cavité située en aval de la soupape. Par diffuseur isentropique on entend une tuyère divergente dans laquelle l'écoulement de gaz qui la traverse y subit un ralentissement et une compression quasiment isentropiques.
Le débouché dans ladite cavité située en aval possède une section débitante supérieure à la section géométrique de passage de la soupape en position de pleine ouverture entre la portée de ladite soupape et son siège.
Par section géométrique de passage de la soupape, on entend la section minimale de libre passage entre la soupape levée et son siège. Cette section reste dans le voisinage de la portée, c'est-à-dire des zones de contact de la soupape fermée et de son siège, mais sa position axiale peut varier en fonction de la levée de la soupape.
Ainsi, l'écoulement en aval de la soupape s'effectue dans un diffuseur dont la section augmente progressivement, au moins lorsque l'on s'aproche de la cavité située en aval de la soupape, à savoir la chambre de travail, dans le cas d'une soupape d'admission et la cavité d'échappement dans le cas de la soupape d'échappe¬ ment, la section débitante de ce diffuseur, c'est-à-dire la section par laquelle le diffuseur débouche dans ladite cavité, étant supérieure à la section de passage de la soupape en position de pleine ouverture entre la portée de la soupape et son siège.
Dans une forme de réalisation préférée, le rapport entre la section débitante du débouché de l'écoulement de la soupape dans la cavité située en aval de celle-ci, dans le sens de l'écoulement, et ladite section géométrique de passage de la soupape en position de pleine ouverture, est au plus égal au rapport critique calculé pour la valeur du rapport des pressions du fluide s'écoulant dans ladite soupape de part et d'autre de celle-ci, et cela au moins lors du fonctionnement normal du moteur.
Le rapport critique est défini comme celui pour lequel la vitesse de l'écoulement atteindra la vitesse du son au col de la veine fluide située dans le voisinage de la portée de soupape ; il peut être facile¬ ment calculé par les équations de la diffusion isentropi¬ que.
Lorsque la soupape formant diffuseur est une soupape d'admission de forme tubulaire, débitant dans une chambre cylindrique, on préfère que le profil de surface de la soupape en aval de sa portée soit configuré pour devenir progressivement sensiblement parallèle à la direction de la paroi cylindrique de la chambre dans laquelle coulisse le piston. Ainsi, de façon avantageuse, la soupape d'admission peut déterminer, au niveau de sa portée, en combinaison avec le siège, un trajet coudé s'évasant progressivement dans le plan méridien et, initialement orienté avantageusement vers l'extérieur, c'est-à-dire vers la paroi de la chambre, pour devenir progressivement parallèle à la paroi de la chambre.
Dans le cas d'une soupape d'échappement de forme tubulaire, on préfère que le profil de la partie de la soupape située en aval de sa portée soit configuré au niveau de sa sortie pour être sensiblement parallèle à la partie cylindrique intérieure de la soupape d'admis¬ sion qui forme le siège de la soupape d'échappement.
Dans une forme de réalisation préférée on peut prévoir, dans le conduit d'amenée d'air qui délivre l'air à la soupape tubulaire d'admission, des moyens déflecteurs pour donner à l'écoulement de l'air une composante rotative permettant d'adresser, à travers la surface de passage de la soupape puis la partie formant le diffuseur, un flux d'air en écoulement sensiblement isentropique tout en étant animé d'un mouvement de rotation provoquant un effet centrifuge tendant à maintenir l'air frais le long de la paroi de la chambre cylindrique dans laquelle coulisse le piston, afin d'obtenir les avantages décrits dans la demande de brevet FR-A-2 690 951.
Par ailleurs, pour minimiser les pertes de charge, à la sortie de la susdite cavité d'admission les passages d'accès à la soupape d'admission seront, de préférence, inclinés par rapport à l'axe géométrique du cylindre, en direction du piston pour réduire la dé¬ flexion de l'écoulement dans un plan méridien.
Les moyens déflecteurs, tels que des aubages, peuvent être disposés, soit au niveau de ces passages, soit même, le cas échéant, sur la soupape d'admission. On comprend, par ailleurs, que l'invention, grâce à l'augmentation de la perméabilité effective de la culasse résultant de la diffusion isentropique de l'écoulement permet de limiter l'inconvénient de perte de charge qui résulte inévitablement de la mise en rotation de l'air par les moyens déflecteurs dont l'inclinaison est, en général, voisine de 45°.
L'invention a également pour objet un moteur défini dans le préambule, comportant, de préférence, une soupape d'admission tubulaire ayant une portée, de préférence d'allure générale conique, coopérant avec un siège de soupape porté par la culasse, l'appui de la portée de la soupape sur le siège s*effectuant alors le long d'une ligne circulaire dans un plan perpendiculaire à l'axe de translation de la soupape, caractérisé en ce que le siège et la soupape, en aval de ladite ligne circulaire d'appui entre la portée et le siège telle qu'elle est définie lorsque la pression régnant dans la chambre est faible ou nulle, sont agencés de manière qu'à l'occasion de la déformation cyclique de la soupape sous l'action des forces dues à la pression des gaz, le diamètre de cette ligne de contact circulaire diminue de telle façon que la portée de la soupape pivote autour de son appui sur son siège et roule sans glisser sur celui- ci. On peut ainsi utiliser avantageusement la déformation de la soupape sous l'action de la pression des gaz pour éviter un glissement entraînant une usure au niveau de la portée de la soupape en provoquant, par la déformation de la soupape, lors de l'augmentation de pression qui résulte de la compression puis de la combustion, un effet de roulement contre la surface du siège.
Ce contact roulant sans glissement n'est possible que grâce à l'existence de la structure creuse de soupape se développant de part et d'autre de la ligne de contact.
De façon avantageuse, dans le but d'obtenir ce résultat, la surface conjuguée au niveau de la portée, et, de préférence, aussi, la surface au niveau du siège, présentent des profils ayant un point d'inflexion, la ligne de contact, c'est-à-dire d'appui se déplaçant au voisinage de ce point d'inflexion lors des variations de pression.
Ainsi avec de telles surfaces, par exemple en forme de S, la ligne de contact, lorsque la soupape n'est que peu ou pas contrainte par la pression, se trouve placée au-dessous de ce point d'inflexion alors que lorsque la soupape est fortement contrainte, les gaz étant par exemple à la pression maximale, elle se trouve placée sur ou légèrement au-dessus de ce point d'in¬ flexion.
De préférence ces surfaces conjuguées sont agencées pour former, en aval, dans le sens de l'écoule¬ ment du fluide, de la portée et du siège, un diffuseur permettant un écoulement sensiblement isentropique, diffuseur tel qu'il a été défini ci-dessus.
D'autres avantages et caractéristiques de l'invention apparaîtront à la lecture de la description suivante, faite à titre d'exemple non limitatif, et se référant au dessin annexé dans lequel :
- la figure 1 représente une vue schématique en coupe axiale d'un moteur selon l'état connu de la technique, représenté avec les soupapes d'admission et d'échappement à l'état fermé et le piston à son'Point Mort Haut alors que se déroule la combustion dans la chambre de combustion ;
- la figure 2 représente une vue schématique en coupe axiale identique à la figure 1, mais avec les soupapes en l'état d'ouverture maximale et le piston au voisinage de son Point Mort Bas alors que se produit le balayage de la chambre de travail ;
- les figures 3 et 4 représentent une vue schématique des formes géométriques des soupapes d'admis¬ sion et d'échappement avec leurs sièges respectifs et réalisés selon l'invention de façon à permettre à l'écou¬ lement les traversant de diffuser de façon isentropique en aval de leurs cols respectifs, c'est-à-dire en aval de la restriction maximale du passage offert audit écoulement. Sur la figure 3, la soupape d'admission est fermée et la soupape d'échappement est en position de faible ouverture. Sur la figure 4, les deux soupapes sont en position d'ouverture maximale ;
- la figure 5 représente une vue schématique de la partie inférieure de la soupape d'échappement avec une bague flottante disposée entre sa surface interne et le moyeu ;
- la figure 6 représente une vue schématique des moyens d'actionnement de la soupape d'admission ;
- la figure 7 représente schématiquement une vue en section de la soupape d'admission, comportant un évidement contenant un fluide caloporteur ;
- la figure 8 représente une vue schématique des profils conjugués de la soupape d'admission et de son siège dans une forme de réalisation préférée de 1 'inven- tion ;
On se réfère tout d'abord aux figures 1 et 2.
Le moteur selon l'état connu de la technique, et décrit dans la demande EP-A-0 673 470 est un moteur diesel à deux temps à balayage en boucle comprenant un cylindre 1 dans lequel coulisse un piston 2 et qui est fermé à son extrémité supérieure par une culasse 5.
Le cylindre, le piston et la culasse délimi¬ tent une chambre de travail de volume variable 3 dans laquelle se produit, alors que le piston est au voisinage de son Point Mort Haut la combustion tel que représenté sur la figure 1.
La culasse 5 comporte un moyeu central fixe
6, solidaire de cette dernière, et de révolution autour d'un axe 23 préférablement confondu avec celui du cylindre et du piston, et à l'intérieur duquel est placé un injecteur de combustible, non représenté, dans l'axe dudit moyeu et qui débouche dans l'axe de la chambre de combustion 4 faisant partie de la chambre de travail 3.
Le moteur comporte encore une soupape d'admission de forme généralement tubulaire 7 et une soupape d'échappement également de forme généralement tubulaire 8, lesdites soupapes étant concentriques le long de l'axe de révolution commun 23, la soupape d'échappement étant comprise à l'intérieur de la soupape d'admission. La soupape d'admission 7 présente à sa partie inférieure une portée 9 coopérant avec un siège
10 aménagé dans la partie inférieure de la culasse 5. Concentriquement à cette portée et à l'extérieur, une cavité d'admission 11 distribue l'air vers la soupape, en provenance d'un dispositif d'alimentation en air clas¬ sique (non représenté). De façon avantageuse la cavité
11 communique avec la soupape d'admission 8 par l'inter¬ médiaire de passages 12 orientés de façon à donner au flux d'air frais d'admission une composante de rotation autour de l'axe géométrique commun de révolution 23 des différentes pièces du moteur.
Ces passages peuvent être délimités par deux surfaces coniques coaxiales aménagées dans la culasse, des aubages directeurs étant disposés au plus près du débouché dans la chambre de travail.
La soupape tubulaire d'admission 7 présente une surface intérieure de révolution qui comporte dans sa partie inférieure une surface préférablement conique, d'axe confondu avec l'axe 23 de la soupape et formant un siège 13 qui coopère avec la portée 14 de la soupape tubulaire d'échappement 8.
La soupape tubulaire d'admission 7 présente également un corps tubulaire et cylindrique 15 qui coulisse dans un alésage aménagé dans la culasse 5, alors que la soupape tubulaire d'échappement 8 présente également un corps tubulaire cylindrique qui coulisse autour du moyeu central fixe 6. Des passages d'huile sont aménagés entre la surface cylindrique interne du corps de la soupape d'échappement 8 et la surface cylindrique externe du moyeu central fixe 6, de façon à permettre le refroidissement et la lubrification des pièces en regard. Les deux soupapes tubulaires étant de révolution et d'axes confondus, en raison de leur diffé¬ rence de diamètre, délimitent un canal annulaire 16 par lequel les gaz d'échappement sont conduits depuis la chambre de travail 3 vers la cavité d'échappement 17 qui communique avec le système d'échappement, non représenté, du moteur.
Les deux soupapes 7 et 8 sont actionnées hydrauliquement, comme décrit dans la demande EP-A- 0 673 470 grâce aux variations cycliques de pression d'un liquide hydraulique enfermé dans deux cavités 50 ou 60 de volume constant mais présentant des surfaces variables délimitées par un piston moteur 51 ou 61 coopérant avec un arbre à cames 53 lié cinématiquement à l'arbre principal du moteur, et par un piston récepteur 52 ou 62, solidaire respectivement de la soupape d'admission et de la soupape d'échappement, et qui comporte des moyens de rappel élastique adéquats. La disposition des pistons récepteurs 52 et
62 est telle que les soupapes d'admission et d'échappe¬ ment soient actionnées dans des directions opposées, la soupape tubulaire d'admission 7 sOuvrant vers le bas c'est-à-dire en direction du piston, et la soupape tubulaire d'échappement s'ouvrant vers le haut.
La portée 14 de la soupape d'échappement coopérant avec son siège 13 aménagé sur la surface intérieure de la soupape d'admission, on conçoit que, les mouvements des deux soupapes s'effectuant en sens inverses, l'ouverture de la soupape d'échappement est accrue par la levée de la soupape d'admission.
Le fonctionnement d'un moteur de ce type est le suivant :
Lorsque le piston 2 se rapproche du Point Mort Bas en étant repoussé par les gaz se trouvant dans la chambre de travail à la suite de la combustion du combustible, donc en fin de détente de la chambre de travail, on ouvre la soupape d'échappement pour permettre à la pression régnant dans cette dernière de tomber en- dessous de la pression régnant dans la bâche d'admission 11 (passage de la "bouffée d'échappement"), de manière à éviter le reflux des gaz vers le circuit d'admission (ou "contre-balayage"), on ouvre alors la soupape d'admission pour procéder au balayage de la chambre de travail qui consiste à remplacer les gaz de combustion par de l'air frais.
L'air d'admission pénètre dans la section de passage de la soupape d'admission délimitée entre la portée 9 et le siège 10, en ayant été préalablement mis en rotation dans les susdits passages 12. L'air pénètre ainsi dans la chambre de travail dans l'espace délimité par la paroi latérale du cylindre et la partie inférieure de la soupape. Compte-tenu de la mise en rotation de l'air autour de l'axe de symétrie 23, les filets d'air pénétrant dans la chambre de travail sont inclinés par rapport audit axe 23, en formant une nappe d'air longeant la paroi cylindrique en direction du piston et tournant autour de cet axe.
En même temps les gaz chauds, qui se trouvent concentrés au voisinage de l'axe de la chambre 3 et de la chambre de combustion 4, s'échappent par la section de passage entre le siège 13 et la portée 14 de la soupapa d'échappement. Lors de la première phase de la remontée du piston 2, les gaz de combustion se trouvent ainsi évacués en grande partie et remplacés par de l'air frais. Dans la deuxième partie de la course de remontée du piston 2, on ferme les soupapes, et l'ensemble des gaz contenus dans la chambre 3 sont alors progressivement comprimés et finissent par se retrouver à l'état de compression maximum dans la chambre de combustion 4 dans laquelle on injecte alors le combustible sous pression, ce qui provoque l'inflammation du combustible et le départ d'un nouveau cycle moteur.
On peut avantageusement agencer les moments de fermeture des soupapes de façon à obtenir à l'inté¬ rieur du volume disponible au-dessus du piston 2 une masse d'air frais entraînée en rotation et donc centri¬ fugée vers la périphérie et entourant, dans la partie centrale, une masse plus réduite de gaz de combustion chaud retenu dans la chambre au cours du balayage et provenant du cycle précédent, de sorte que l'injection s'effectuera dans cette partie centrale ce qui procurera les avantages décrits dans la demande de brevet FR-A-2 690 951. Conformément à l'invention, et tel que représenté sur les figures 3 et 4, la partie inférieure de la soupape tubulaire d'admission 7, située en aval (dans le sens de l'écoulement d'air la traversant) de la portée 9 coopérant avec le siège conique 10, est prolon- gée vers le bas, c'est-à-dire en direction du piston, par une jupe 21 présentant une symétrie de révolution et coaxiale à ladite soupape, et dont la surface externe, c'est-à-dire la plus éloignée de son axe 23, est une surface de révolution dont le profil méridien est raccordé en amont de façon tangente à la surface de la portée 9 et en aval, se termine préférablement parallèle¬ ment à l'axe 23.
De la même manière, le siège conique 10 est prolongé de façon régulière par une surface de révolution 22 autour de l'axe 23 et dont le profil méridien est tangent - en amont - avec le siège conique, et parallèle - en aval - avec l'axe 23.
Les surfaces de révolution en regard 21 et 22 délimitent ainsi un passage annulaire présentant une symétrie de révolution et dont la section débitante croît régulièrement depuis la section de passage minimale Se (alors que la soupape est en position d'ouverture maximale) appelée col de la soupape et située au droit du siège 10 et de la portée 9, jusqu'à la section de passage maximale Sd située à la partie inférieure de la jupe 21.
Conformément à l'invention les profils méridiens des surfaces en regard 21 et 22 seront dessinés de telle manière à constituer "un diffuseur isentropique" lorsque la soupape est en position de pleine ouverture. Par diffuseur isentropique on entend un canal dont la section de passage, croissant dans le sens de l'écou¬ lement, est telle que l'écoulement la traversant, ayant été préalablement accéléré et détendu jusqu'au franchis- sèment du col de la soupape, y subit un ralentissement et une recompression quasi-isentropique [c'est-à-dire, en l'absence de pertes thermiques à la paroi, avec conservation de la pression totale (ou pression d'arrêt) tout au long de l'écoulement], jusqu'au niveau de pression statique régnant en aval de ladite soupape.
La croissance progressive de la section de passage dans le diffuseur ne devra être ni trop faible - car alors les frottements pariétaux y deviennent exces¬ sifs, entraînant une chute de la pression totale de l'écoulement - ni trop forte - car alors l'écoulement décolle de la paroi, entraînant également une chute de la pression totale. On sait par exemple que pour un diffuseur conique, l'angle optimal caractérisant la croissance progressive de la section de passage est voisin de 7 degrés par rapport à l'axe dudit cône.
Une telle disposition procure les avantages suivants :
- L'écoulement, dévié par rapport à l'axe du cylindre au passage du col de la soupape est redressé régulièrement de façon à être dirigé parallèlement à l'axe du cylindre en direction du piston (avec une composante tangentielle, si un moment cinétique est imprimé à cet écoulement lors du franchissement de ladite soupape) . - Pour une différence de pression ΔP donnée entre la bâche d'admission et le cylindre et dont la valeur dépend des caractéristiques de rendement de la turbo-suralimentation, et une température T et une pression P données dans la bâche d'admission 11, le débit Q traversant la soupape est accru dans le rapport Sd/S de la section débitante maximale Ξd à la sortie du diffuseur à la section minimale Sc au col par rapport au débit Q* qui aurait traversé la même soupape dépourvue de son diffuseur. Cet accroissement du débit est toutefois limité par le fait qu'en se détendant au passage du col de la soupape, le débit est accéléré, pour être ensuite recomprimé et décéléré dans le diffuseur. Mais pour une section au col donnée (déterminée par la géométrie et la levée maximale de la soupape) il existe une valeur maximale de la section de sortie (Sd)m du diffuseur pour laquelle la vitesse de passage au col de la soupape atteint la vitesse du son. Si la section de sortie du diffuseur était supérieure à cette section critique (Sd)m l'écoulement décollerait de la paroi au-delà de ladite section critique et il n'y aurait plus de diffusion isentropique de l'écoulement au-delà de cette section critique et par là plus d'augmentation du débit traver¬ sant la soupape. Cette section critique dépend bien entendu du rapport de détente ω = P / (P - ΔP) entre la bâche d'admission et le cylindre. Son expression théorique est la suivante :
[ Sc/ Sd l c rmque
Figure imgf000018_0001
^1 > . ( (J1- 1 ) } 1 /2 / ω avec : n = (γ-l)/γ et γ = Cp/Cy
C et Cv étant les chaleurs spécifiques à pression et à volume constants du fluide gazeux considéré.
Par exemple : γ = 1,404 :
Figure imgf000019_0001
Ceci signifie que l'écoulement traversant la soupape selon l'invention pourra être augmenté de 62 % par rapport à une soupape conventionnelle, si la diffé¬ rence de pression de part et d'autre de la soupape est de 10 % de la pression totale amont. En revanche, il ne servirait à rien d'augmenter la section de sortie du diffuseur au-delà de ce rapport critique, car alors l'écoulement serait bloqué à la vitesse du son lors du franchissement du col de la soupape.
On dit que le diffuseur est adapté au col de la soupape si la vitesse du son est atteinte audit col et si l'écoulement diffuse de façon réversible, c'est-à- dire sans décollement de la paroi, jusqu'à la section de sortie.
On comprend donc que si -le diffuseur est adapté à la soupape en position de pleine ouverture (avec une section débitante augmentée de 62 % par rapport à la section au col si la différence de pression aux bornes de la soupape est de 10 % de la pression régnant en amont de la soupape) il n'en sera pas de même pour les levées inférieures de la soupape. Si par exemple la soupape est levée à moitié, l'écoulement décollera de la paroi du diffuseur dans la tranche du diffuseur dont la section de passage est égale à la moitié de sa section de sortie. Mais on peut organiser les profils en regard 21 et 22 pour que la diffusion soit aussi parfaite que possible, même pendant la levée de la soupape.
On provoque ainsi un accroissement considé¬ rable de la vitesse d'écoulement au col et on augmente, de cette façon, considérablement la perméabilité effec¬ tive de la soupape d'admission et ceci pour une diffé- rence de pression entre la pression d'admission provenant des moyens de suralimentation et la pression régnant dans l'échappement, qui reste constante. Le débit d'air frais pénétrant par la soupape d'admission est donc considéra¬ blement augmenté. On doit ajouter qu'en outre ce diffuseur est extrêmement efficace y compris au moment où la soupape d'admission commence à s'écarter de son siège et où la surface de passage au niveau du siège est encore très faible. Par ailleurs, l'efficacité, c'est-à-dire 1 'ac- croissement de la perméabilité, est immédiatement obtenue, même aux bas régimes, et au démarrage du moteur, c'est-à-dire aux moments où, classiquement, le balayage est le plus malaisé.
De la même manière, pour ce qui concerne la soupape d'échappement, conformément à l'invention, comme représenté sur les figures 3 et 4, les surfaces de révolution constituant la paroi interne 25 de la soupape d'admission et paroi externe 24 de la soupape d'échappe¬ ment, situées en aval de la portée 14 de la soupape d'échappement et du siège 13 de ladite soupape aménagé sur la paroi interne de la soupape tubulaire d'admission, délimitent un passage annulaire 26. Les profils méridiens de ces surfaces en regard 24 et 25 sont dessinés de telle manière que le passage annulaire 26 constitue un canal divergent depuis la section minimale Se au col de la soupape jusqu'à la valeur maximale Sd se raccordant au conduit d'échappement 17 et que ce divergent soit un diffuseur isentropique au sens défini plus haut.
On préférera semblablement que le rapport entre la section de sortie Sd de ce diffuseur et la section au col Se de la soupape en position de pleine ouverture soit au plus égal au rapport critique calculé pour la valeur nominale de la différence de pression relative aux bornes de la soupape. La position du col de la soupape, définie par la section de passage géométrique minimale du canal annulaire, peut varier, par rapport à la position de la portée 14 et du siège 13 de ladite soupape, et ce en fonction du degré d'ouverture de la soupape. Sur la figure 3, par exemple, sur laquelle la soupape d'échappement est en position de faible ouvertu¬ re, on peut voir que le col de la soupape, de section de passage Se minimale, est situé au voisinage immédiat de la portée 14 de la soupape et de son siège 13. Au contraire sur la figure 4, où l'on peut voir les deux soupapes en position de pleine ouverture (et la section de passage de la soupape augmentée du fait de l'abaissement de son siège 13 situé sur la soupape d'admission), on peut observer que la position du col de la soupape de section minimale Se est située bien au- dessus de sa portée, dans la partie rectiligne du passage annulaire, ce qui est très favorable à l'obtention d'une bonne diffusion de l'écoulement (il est en effet bien connu que l'obtention d'une diffusion parfaite dans un canal incurvé est particulièrement délicate).
La détermination des profils conjugués 21 et 22 pour la soupape d'admission et 24 et 25 pour la soupape d'échappement peut être faite par l'homme de l'art soit par le calcul, soit par l'expérimentation. Préférablement, on dessinera ces profils pour que le divergent faisant suite au col de la soupape constitue un diffuseur isentropique aussi parfait que possible, au sens défini plus haut, lorsque la soupape concernée est en position de pleine ouverture. Pour déterminer le profil idéal, il faudra prendre en compte le fait que l'écoulement présente une composante axiale ("vitesse débitante") et une composante tangentielle imprimée à celui-ci à l'occasion du franchissement des moyens déflecteurs 12. On se réfère maintenant à la figure 5.
La soupape d'admission a un grand diamètre et se centre naturellement, lorsqu'elle est fermée, sur son siège, aménagé sur la culasse. La soupape d'échappement, de plus petit diamètre, prend appui sur le siège conique 13 aménagé sur la soupape d'admission, de sorte qu'il peut arriver qu'elle se trouve excentrée d'une valeur non négligeable par rapport au moyeu central 6 sur lequel elle coulisse. Dans le cas de moteurs de grand alésage, par le jeu des tolérances de fabrication et de l'empilage des pièces, cette excentration peut atteindre plusieurs dixièmes de millimètre.
Dans ces conditions, afin d'assurer une bonne étanchéité entre la surface cylindrique intérieure de la soupape d'échappement 8 et la surface externe du moyeu central 6, on peut avantageusement prévoir de monter une bague flottante 28 susceptible de se déplacer latérale¬ ment par rapport au moyeu. Cette bague flottante 28 pourra être logée de façon à pouvoir se déplacer latéra¬ lement avec un faible jeu dans une gorge constituée entre un épaulement 29 du moyeu 6 et un contre-épaulement 36 d'une pièce 31 faisant également partie du moyeu 6, la surface cylindrique externe de la bague 28 servant de piste de glissement pour un joint ou garniture d'étan¬ chéité glissant 32, implanté dans la partie interne inférieure de la soupape d'échappement 8. Cette piste de glissement présente, bien entendu, une surface cylin¬ drique externe suffisamment haute pour permettre le glissement de la garniture d'étanchéité 32 pendant toute la levée de la soupape d'échappement. On se réfère maintenant à la figure 6.
Afin de commander le mouvement des soupapes, par exemple la soupape d'admission 7, on peut utiliser tous moyens connus de commande de soupapes tels que par exemple une commande mécanique par arbre à cames ou encore une commande de type électro-magnétique synchro¬ nisée avec la rotation de l'arbre principal du moteur. Toutefois, on peut avantageusement utiliser, comme dans le cas de la demande de brevet EP-A-0 673 470, des moyens de commande hydraulique qui consistent en une cavité déformable de volume constant, remplie d'un liquide hydraulique tel que par exemple l'huile de lubrification du moteur, et comportant une première chambre de volume variable 34, délimitée par un cylindre aménagé dans la culasse et dans lequel coulisse un piston-moteur 35 coopérant avec un arbre à cames 36 lié cinématiquement à l'arbre principal du moteur, et qui communique, par un passage 37 avec une seconde chambre de volume variable 38 délimitée par l'alésage dans lequel coulisse la surface externe cylindrique de la soupape d'admission 7, laquelle présente un épaulement 39 faisant office de piston-récepteur, de sorte que, lorsque le nez de la came 36 actionne le piston-moteur 35, l'huile, considérée comme un liquide incompressible, chassée à travers le passage 37 de la première chambre 34 à la seconde chambre 38 provoque la descente du piston-récepteur 39, et par là l'ouverture de la soupape 7. Le retour vers le haut peut être effectué par un moyen de rappel, qui peut être, par exemple, un ressort ou, de préférence, un moyen de rappel pneumatique constitué par la compression de l'air contenu dans une cavité 40 dont une des faces est également délimitée par un épaulement 41 faisant office de surface de piston de rappel, de la soupape 7. Si, le volume formé par les cavités 34, 38 et le passage 37, est trop rempli d'huile, par exemple à la suite d'une fuite d'huile rentrant dans la cavité, ou de la dilation thermique de l'huile, la soupape ne retombera pas sur son siège. En cas de déficit d'huile, par exemple, par fuite vers l'extérieur, le contact entre la came 36 et le galet du piston 35 sera interrompu, ce qui provoquera des chocs dans les moyens de commande.
Conformément à l'invention on peut éviter ces inconvénients à l'aide d'un dispositif de rattrapage de jeu automatique en prévoyant un passage de faible diamètre 42 susceptible de déboucher dans la cavité 34 et relié aux moyens d'alimentation basse pression en huile 43, le débouché du fin canal 42 dans le cylindre étant disposé de façon à être obturé et libéré cyclique¬ ment par le mouvement du piston 35, et étant situé en un emplacement tel que, lorsque le piston 35, avec son galet, est libéré pour revenir à sa position d'origine après 1 'actionnement par la came 36, ce débouché se trouve découvert et met la cavité remplie d'huile en communication avec les susdits moyens d'alimentation basse pression 43 en huile, alors qu'il est très rapide- ment masqué lorsque le piston 35, sous l'action de la came, se met à descendre pour commencer à lever la soupape.
On se réfère, maintenant, à la figure 7. Dans le moteur selon l'invention, la soupape d'admission 7 présente une grande surface exposée aux gaz de combustion, de sorte qu'il est important d'assurer un bon refroidissement de la soupape. De même, en raison des hautes performances que l'on peut obtenir d'un tel moteur, la soupape d'échappement peut avoir intérêt à être fortement refroidie. Conformément à 1 ' invention on peut avanta¬ geusement réaliser la soupape en aménageant à son intérieur une cavité annulaire allongée épousant sensi¬ blement la forme de la soupape, et descendant à proximité de l'extrémité libre 27 de la soupape 7 pour s'étendre largement à l'intérieur de la partie tubulaire cylindri¬ que 15 de la soupape. Cette cavité est partiellement remplie d'un fluide bon caloporteur 44, par exemple du sodium qui se trouve à l'état liquide quand la soupape a atteint sa température de fonctionnement. On peut ainsi évacuer les calories vers le haut dans une zone où il est facile de refroidir la soupape. De plus, la grande surface léchée par l'air frais lors du balayage permet un transfert de chaleur depuis la surface interne de la soupape d'admission pendant la combustion vers la surface externe de ladite soupape pendant la compression. Ce transfert peut se faire soit par conduction soit par convection dans le fluide calo-porteur.
Une cavité similaire peut être prévue dans la soupape d'échappement afin de transporter les calories depuis 1 'extrémité inférieure de la soupape vers des moyens de refroidissement à eau ou à huile de la soupape.
On notera que cette technique faisant appel à un fluide caloporteur tel que le sodium remplissant partiellement une cavité aménagé dans l'épaisseur de la soupape et épousant plus ou moins sa surface extérieure et consistant à extraire les calories dans la partie chaude de la tête de la soupape pour les transférer vers la tige de la soupape où l'on dispose de moyens de refroidissement, est connue mais d'efficacité très limitée. En effet, avec une soupape de forme convention¬ nelle, il y a disproportion en la surface qui reçoit des calories (la tulipe ou tête de soupape) et la surface où celles-ci peuvent être évacuées (la tige de la soupape). Au contraire, avec une soupape tubulaire telle que celle mise en oeuvre dans l'invention, cette proportion est inversée, et l'on dispose d'une très grande surface tubulaire pour évacuer, par un système de refroidissement adéquat, les calories extraites de la tête de la soupape.
On se réfère maintenant à la figure 8. Dans une soupape d'admission tubulaire, telle que par exemple la soupape 7, associée à la soupape tubulaire d'échappement 8 et dont elle porte le siège 13, les forces dues à la pression des gaz, et notamment lorsque le piston est au voisinage de son point mort haut, s'exercent sur la face intérieure de la soupape d'admission au regard, principalement, de la chambre 4. On comprend que la partie de soupape située au-dessus de son appui sur le siège 10 sera soumise à des contraintes de traction, tandis que l'extrémité libre de la soupape située au-dessous de cet appui sera soumise à des con¬ traintes de compression. La résultante de ces forces s'exerce sur la soupape 7 entre ses deux appuis contre le siège fixe 10 et la portée mobile 14 de soupape d'échappement 8. La combinaison de cette résultante des forces dues à l'action des gaz et des forces de réaction des appuis (représentées par les flèches en trait plein) excerce un couple de basculement (dont les forces sont représentées par des flèches en traits mixtes) sur la soupape d'admission 7 qui pivote ainsi autour de son appui fixe, c'est-à-dire le siège 10, dans le sens anti¬ horaire sur la figure 8.
On peut alors calculer les profils conjugués de la portée 9 et du siège 10 de la soupape 7 en tenant compte de la résistance à la compression radiale de la partie de la soupape située sous l'appui 9 et la résis¬ tance à la traction radiale de la partie de la soupape située entre les deux appuis 9 et 13, pour que la portée 9 de la soupape 7 sur son siège 10 s'effectue au niveau d'une ligne de contact circulaire, dont le plan est perpendiculaire à l'axe de ladite soupape, et qui puisse rouler sans glisser sur le siège 10, lorsque la pression des gaz de combustion déforme cycliquement la soupape 7. Cet effet de roulement sans glissement peut être obtenu en donnant à la surface de la soupape située au niveau de sa portée 9 et à la surface de la culasse située au niveau du siège 10 un profil arrondi, et ceci que la soupape soit une soupape tubulaire du type défini dans la présente invention, c'est-à-dire dont les surfaces en aval du siège forment un diffuseur quasi-isentropique, ou bien qu'elle soit une soupape tubulaire classique.
Dans le cas où la soupape tubulaire d'admis¬ sion conforme à l'invention qui comporte un diffuseur quasi-isentropique en aval de son siège, le fait que celle-ci soit creuse et présente un profil en S de part et d'autre de sa portée 9 se prête particulièrement bien à l'obtention de cette caractéristique du roulement sans glissement de la ligne circulaire de contact de la portée 9 sur le siège 10, ligne qui migrera vers le haut (c'est- à-dire en direction de la culasse) dans un plan perpen¬ diculaire à l'axe de ladite soupape, du fait de la déformation cyclique de la soupape sous l'effet des pressions des gaz dans la chambre de combustion. Les profils conjugués de la portée 9 et du siège 10 de la soupape pourront être déterminés soit expérimentalement en cherchant à minimiser le frottement et donc 1 •usure des pièces en contact, soit par le calcul, en faisant intervenir l'évolution de l'épaisseur et de la forme de la soupape (et donc de son inertie) en fonction de la position axiale du plan de coupe et de la rigidité du matériau dont elle est constituée.

Claims

REVENDICATIONS 1. Moteur à combustion interne à deux temps à balayage en boucle, du type présentant
- au moins une chambre de travail (3) de volume variable délimitée par une paroi cylindrique (i) dans laquelle coulisse un piston (2), la face supérieure mobile du piston et une culasse fixe (5),
- fonctionnant selon le cycle à deux temps, avec un système de balayage en boucle à travers la culasse, contrôlé par au moins une soupape d'admission (7) coopérant avec un siège (10), de manière à faire communiquer cycliquement la chambre de travail (3) avec une cavité d'admission (11) communiquant avec des moyens d'alimentation en air frais du moteur, et par au moins une soupape d'échappement (8) coopérant avec un siège (13), de manière à faire communiquer cycliquement la chambre de travail (3) avec une cavité d'échappement (17) communiquant avec le système d'échappement des gaz de combustion du moteur, - lesdites soupapes d'admission (7) et d'échappement (8) étant disposées de façon que l'air frais d'admission pénétrant dans la chambre de travail à travers la soupape d'admission provoque un balayage au moins d'une partie substantielle des gaz brûlés dans la chambre et leur évacuation à travers la soupape d'échappement, caractérisé en ce que, pour l'une au moins desdites soupapes d'admission et d'échappement 7, 8), la surface (21, 24) de la soupape située en aval, dans le sens de l'écoulement la traversant, de la portée (9, 14) de ladite soupape, d'une part, et la surface (23, 25) de la partie prolongeant le siège (10, 13) de ladite soupape, avec lequel coopère ladite portée, et située également en aval dudit siège, d'autre part, sont configurées de façon à constituer un diffuseur sensible- ment isentropique pour déboucher dans la cavité (3, 17) située en aval de la soupape.
2. Moteur selon la revendication 1, caracté¬ risé en ce que la section débitante (Sd) au débouché dans ladite cavité (3, 17) est supérieure à la section géomé¬ trique de passage minimale (Se) de la soupape en position de pleine ouverture.
3. Moteur selon l'une des revendications 1 et 2, caractérisé en ce qu'il comporte une soupape d'admis- sion unique ( 7) et une soupape d'échappement unique (8),
- lesdites soupapes (7, 8) d'admission et d'échappement étant de forme de révolution et d'axe commun (23), et montées coaxialement, de telle façon que la soupape d'admission (7) soit située à l'extérieur de la soupape d'échappement (8),
- le siège (10) de la soupape d'admission (7) étant solidaire de la culasse (15) et orienté de telle manière que la pression du fluide moteur contenu dans la chambre de travail (3) exerce une force qui tend à appuyer ladite soupape (7) sur son siège (10), ledit siège (10) étant situé au voisinage immédiat de la périphérie de la partie supérieure de la susdite paroi cylindrique (1) dans laquelle coulisse le piston (2), et en contact avec la culasse (5), - la susdite soupape d'échappement (8) comportant une partie de forme tubulaire dont la paroi intérieure coulisse, de façon étanche grâce à des moyens d'étanchéité, autour d'un moyeu fixe (6) porté par la culasse (5), et dont l'extrémité orientée vers la chambre présente une portée (14) coaxiale à ladite partie tubu¬ laire de façon à pouvoir coopérer avec le susdit siège (13) de la soupape d'échappement, ledit siège (13) étant aménagé à l'intérieur de l'extrémité orientée vers la chambre de la susdite soupape d'admission (7), permettant de faire communiquer la chambre de travail (3) avec la susdite cavité d'échappement (17), grâce à l'espace annulaire (16) délimité radialement par la paroi intérieure (25) de la soupape d'admission (7) et par la paroi extérieure (24) de la soupape d'échappement (8).
4. Moteur selon la revendication 3, caractérisé en ce qu'il comporte des moyens (12) pour mettre en rotation l'air d'admission passant par la soupape d'admission (7).
5. Moteur selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que le rapport (Sd/Sc) entre la section débitante du débouché de l'écoulement de la soupape dans la cavité (3, 17) située en aval de celle- ci, dans le sens de l'écoulement, et ladite section géométrique de passage de la soupape en position de pleine ouverture, est au moins égal au rapport critique calculé pour la valeur du rapport des pressions du fluide d'écoulant dans ladite soupape de part et d'autre de celle-ci au cours du fonctionnement normal du moteur.
6. Moteur selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que le profil méridien de la surface
(21) de la soupape d'admission (7) en aval de sa portée (9) est configurée pour devenir progressivement sensible¬ ment parallèle à la direction de la paroi cylindrique (1) de la chambre (3) dans laquelle coulisse le piston (2).
7. Moteur selon l'une des revendications 1 à
6, caractérisé en ce que les profils méridiens de la surface externe (24) de la soupape d'échappement (8) et de la surface interne (25) de la soupape d'admission 7 situés en aval de la section de passage minimale (Se) de ladite soupape sont configurés au niveau du débouché (Sd) du passage annulaire pour être sensiblement parallèle à l'axe (23) commun desdites soupapes.
8. Moteur selon l'une des revendications 1 à
7, caractérisé en ce que ladite cavité d'admission (11) communique avec ladite chambre de travail (3) par des passages (12), inclinés par rapport à l'axe (23) vers ladite chambre et en direction dudit piston de façon à réduire le changement de direction du flux d'air d'admis¬ sion dans un plan méridien du moteur.
9. Moteur selon la revendication 8, caracté¬ risé en ce que les susdits passages (12), inclinés par rapport à l'axe (23), sont constitués par un passage entre deux surfaces coniques coaxiales aménagés dans la culasse (5) et dans lequel sont interposés, au plus près du débouché dudit passage, des aubages directeurs susceptibles d'imprimer à l'écoulement traversant ledit passage une composante de rotation autour de l'axe (23).
10. Moteur selon l'une des revendications 3 à 9, caractérisé en ce que la surface cylindrique interne de la soupape d'échappement coopère avec une bague (28) faisant office de piste pour le glissement de la garni¬ ture d'étanchéité (32) interposée entre le moyeu central (6) et ladite soupape d'échappement de façon à pouvoir se déplacer latéralement par rapport au susdit moyeu et se positionner coaxialement au siège de la soupape d'échappement disposée dans la soupape d'admission, en cas d'excentration du moyeu fixe par rapport audit siège.
11. Moteur selon l'une des revendications 1 à 10, caractérisé en ce que les soupapes, notamment la soupape d'admission (7), présentent un épaulement (39) faisant office de piston coulissant dans un cylindre et délimitant une chambre de volume variable (38) communi¬ quant avec une chambre de volume variable cylindrique (34) dans laquelle coulisse un piston (35) coopérant avec un arbre à came (36), afin d'assurer le mouvement de levée de la soupape, et en ce que ladite chambre (34) délimitée par ledit piston (35) est reliée à des moyens d'alimentation basse pression en huile (43) par un fin canal 42 dont le débouché est obturé et libéré cycli- quement par le mouvement dudit piston (35) coopérant avec l'arbre à came de façon telle que lorsque ledit piston (35) est libéré pour revenir à sa position d'origine après 1 'actionnement par la came, le débouché se trouve découvert et met la cavité (34) remplie d'huile en communication avec les moyens d'alimentation basse pression (43), alors que ledit débouché est très rapide¬ ment masqué lorsque le piston (35) se met à se déplacer sous l'action de la came pour commencer à lever la soupape.
12. Moteur selon l'une des revendications 1 à 11, caractérisé en ce que la ou les soupapes, notamment la soupape d'admission tubulaire (7), présente une cavité interne allongée épousant la forme de la soupape et remplie partiellement d'un fluide caloporteur (44) permettant une évacuation des calories vers la partie supérieure tubulaire de la soupape ou dans le cas de la soupape d'admission (7), un transfert des calories vers la surface externe de la soupape refroidie cycliquement par l'air de balayage.
13. Moteur selon l'une des revendications 1 à 12, caractérisé en ce que la portée (9) de la soupape d'admission (7) et son siège (10), en aval de la ligne circulaire de contact, c'est-à-dire d'appui entre la portée et le siège telle qu'elle est définie lorsque la pression régnant dans la chambre (3, 4) est faible ou nulle, sont agencés de manière qu'à l'occasion de la déformation cyclique de ladite soupape (7) sous l'action des forces dues à la pression des gaz, le diamètre de cette ligne de contact circulaire diminue de telle façon que la portée (9) de la soupape pivote autour de sa ligne d'appui sur son siège (10) et roule sans glisser sur celui-ci.
14. Moteur selon la revendication 13, caractérisé en ce que la surface au niveau du siège (10) et la surface conjuguée, en regard, au niveau de la portée (9), présentent des profils ayant un point d'inflexion, la ligne de contact, c'est-à-dire d'appui se déplaçant au voisinage de ce point d'inflexion lors des variations de pression.
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