Technologie du moteur à combustion interne


Commençons par un petit rappel sur les différents temps de fonctionnement d'un moteur à quatre temps.

1e temps : admission (pour le début d'une version propre et plus fouillée, c'est ici)

Le mélange air-carburant, du fait de son inertie, est en retard sur le piston (même si sa vitesse peut ensuite atteindre 70 à 100 m/s, sachant qu'il semble que le remplissage soit le meilleur pour une vitesse de l'ordre de 90 m/s). Par conséquent, la soupape d'admission doit s'ouvrir avant le PMH (10 à 45°). Le retard à la fermeture (35 à 90°) permet d'améliorer le remplissage des cylindres. Si RFA est faible, le remplissage est excellent à bas régime. Au contraire, une valeur de RFA élevée permet un bon remplissage à haut régime.

2e temps : compression

Le rapport volumétrique a une grande influence, comme le montre le tableau suivant, qui n'est là que pour donner des ordres de grandeur :
 

Rapport volumétrique

7 :1

9 :1

Pression de compression

10 bar

16 bar

Pression de combustion

30 bar

42 bar

Pression à l'ouverture de la soupape d'échappement

4 bar

3 bar


Le passage de 7 :1 à 9 :1 se traduit typiquement par une puissance améliorée de 10% et une réduction de la consommation de 10%, car :
- une température plus élevée à la compression assure une carburation meilleure et plus complète
- les gaz brûlés peuvent se détendre davantage du fait de la pression de combustion élevée, ce qui réduit leur température et par conséquent la perte de chaleur à l'échappement
- moins de perte de chaleur, car le volume de la chambre de combustion est plus petit

Cependant, l'augmentation de la température de compression ne peut être illimitée, car le carburant devient sensible à l'auto-allumage, qui peut commencer à 400 ou 500°. L'auto-allumage provoque une inflammation simultanée en plusieurs endroits, et une vitesse de combustion trop élevée (250 à 300 m/s). La détonation est l'auto-allumage de micro-volumes surchauffés, ce qui provoque une combustion ponctuelle très rapide (vitesse > 2000 m/s). Le cliquetis est un phénomène semblable à la détonation, mais qui se manifeste après le déclenchement de l'étincelle. Dans les bas régimes, c'est une avance à l'allumage trop importante qui peut en être la cause. A haut régime, en revanche, c'est une turbulence trop faible du mélange qui peut en augmenter les risques.

Même en occultant le problème du cliquetis, le taux de compression trouve cependant une limite supérieure dans l'efficacité globale du fonctionnement du moteur. En effet, si le cycle thermodynamique idéal nous dit qu'il faut utiliser un taux de compression aussi élevé que possible, l'efficacité mécanique diminue pour sa part lorsque ce dernier augmente. Et au-delà d'une limite estimée à 17:1, elle diminue plus vite que l'efficacité thermodynamique n'augmente ...

3e temps : explosion

Le laps de temps entre le jaillissement de l'étincelle et la formation du front de flamme est d'environ 1/1000e de seconde, à une vitesse de combustion de 20 m/s. L'étincelle doit jaillir, selon le régime moteur, entre 0 et 40° avant le PMH, afin que la combustion atteigne ses température et pression maxi (2500° et 60 bar) environ 30° après le PMH. Peu avant le PMB, la température est de 800 à 900°, et la pression a diminué jusqu'à 4 bars.

Pour une combustion totale, il faut environ 14,8 kg d'air (12 m3) pour 1 kg d'essence. La consommation spécifique est minimale lorsque la proportion est d'environ 1g de carburant pour 15g d'air (ce qui correspond donc à un réglage légèrement pauvre). Elle varie bien sûr en fonction du régime, le minimum étant obtenu dans les régimes intermédiaires. A bas régime, c'est un mauvais mélange qui la dégrade, et à haut régime elle augmente à cause d'une combustion incomplète.

4e temps : échappement

Pour éviter qu'une trop forte pression ne travaille négativement à la remontée du piston, la soupape d'échappement est ouverte entre 40 et 90° avant le PMB. Là encore, plus le moteur est censé tourner à haut régime, plus on favorisera une valeur élevée d'AOE. Les gaz brûlés sont expulsés approximativement à la vitesse du son. La soupape d'échappement reste ouverte après le PMH (5 à 30°), donc après l'ouverture de la soupape d'admission, pour permettre le balayage des gaz brûlés avec les gaz frais (ainsi qu'un bon refroidissement de la chambre de combustion). Le croisement, défini par AOA + RFE, peut atteindre 70° sur un moteur " méchant ", alors qu'il n'est que de quelques degrés sur un moteur de tourisme.

Nota : pour améliorer la précision de mesure des angles de calage, on les donne en général pour une levée de soupape appelée levée théorique de calage, en général de l'ordre du millimètre.
 

Le deux-temps
 

L'idée d'un moteur deux temps est de multiplier le nombre de temps moteur pour un même nombre de révolutions du vilebrequin. L'augmentation de puissance ne se fait cependant pas dans un facteur 2. Le gain est en fait de l'ordre de 20 à 60%, principalement à cause d'une qualité insuffisante de remplissage. A mi-ouverture des gaz, la pression dans le carter peut être inférieure à la pression atmosphérique, ce qui ne facilite pas le balayage et provoque une dilution des gaz frais par les résidus de gaz brûlés.
Le fait que les gaz frais soient utilisés pour balayer les gaz brûlés provoque un passage direct de 20% du mélange frais à l'échappement, ce qui pose de sérieux problèmes de pollution. Une solution est d'utiliser l'injection directe, qui permet de ne réaliser l'apport en carburant qu'après la fermeture des lumières.

Le moteur 2 temps présente un avantage en termes de régularité de fonctionnement, puisque l'évolution du couple en fonction du temps est bien plus " lisse ". La multiplication par 2 de la fréquence fondamentale de sollicitation permet également de concevoir des chassis plus légers, les résonances étant moins pénalisantes.
 

Vilebrequin

Les vilebrequins sont aujourd'hui principalement en fonte à graphite sphéroidal, ou en acier forgé manganèse vanadium (35 MV7) dont le refroidissement contrôle après forgeage permet d'obtenir sans traitement ultérieur des caractéristiques semblables à celles d'un acier trempé et revenu.

La raideur de l'ensemble vilebrequin-paliers joue un rôle prépondérant dans le niveau de bruit du groupe moto-propulseur, et les vilebrequins acier permettent généralement un léger gain sur le niveau de bruit global. Pour amortir les vibrations de torsion, des dampers en caoutchouc ou visqueux sont en général montés du côté opposé au volant. Le volant moteur est en outre monté souple, ce qui permet de séparer les vibrations de flexion du vilebrequin des autres vibrations structurelles du GMP. Les volants bi-masse sont constitués de deux masses séparées parr un ressort, ce qui réduit les vibrations de torsion en basse fréquence, avec une influence positive sur le bourdonnement à bas régime.
 

Pistons, axes et segments

On nomme côté poussée (CP) le côté du piston qui est plaqué sur la chemise dans la phase de détente, et côté opposé-poussée (COP) l'autre côté.

L'observation d'un grand nombre de pistons permet de dégager les règles de dimensionnement suivantes :

Ici, normalement, un petit piston

d = 0,26 à 0,30 D
C = 0,28 à 0,32 D
h = env. 0,5 D
H = 0,75 à 1,10 D
J > 0,5 D

L'épaisseur de la tête de piston est de 6 à 7 mm pour des pistons alu.

Le premier cordon doit être le moins haut possible (entre 6 et 10 mm) pour réduire le volume (source d'imbrûlés) entre ce cordon et la chemise, mais la hauteur ne peut être trop faible car de hautes températures dans le fond de la première gorge risquent d'entraîner un gommage du segment (la température doit y être inférieure à environ 240°). Pour garantir l'adaptabilité, le premier cordon est usiné avec une rugosité très importante.

La hauteur du premier segment (de 1 à 1,75 mm) tend à diminuer pour réduire son inertie, source de problèmes d'affolement du segment.

Le deuxième cordon doit avoir une bonne tenue car la pression d'appui du premier segment est de l'ordre de la pression de combustion, et on veillera à ce que les rayons en fond de gorge soient suffisants pour ne pas créer de concentration excessive de contraintes. Le jeu au second cordon ne doit pas être trop faible car il est nécessaire d'avoir une bonne différence de pression entre le dessus et le dessous du premier segment. On usine parfois une gorge de détente dans le deuxième cordon pour créer cette pression.

Les hauteurs des deuxième et troisième segment sont de l'ordre de 1,75 et 3 mm. Des trous sont généralement usinés en fond de troisième gorge pour assurer le retour de l'huile arrêtée par le segment racleur.

Le tableau suivant présente les principales propriétés des matériaux utilisables pour les pistons.
 

AS 12 UNG

AS 12 UNG
renforcé

Fonte GS

Acier austénitique

Acier Cr/Mo

Résistance à la rupture à 350° (MPa)

45

100

400

1100

700

Limite de fatigue à 350° (MPa)

30

50

200

400

250

Module d'Young 
à 350° (GPa)

55

55

160

190

190

Coef de dilatation 
(10-6 K-1)

24

20

12

12

13

Conductivité thermique à 100° 
(Wm-1K-1)

150

100

35

20

40


Il faut noter que la dureté des alliages ferreux ne varie quasiment pas dans la plage de température [0 - 200°], alors que celle des alliages légers diminue de moitié dans le même intervalle. Les pistons fonte présentent un inconvénient, le poids, et les pistons en acier ne sont surtout utilisés qu'aux USA. La faible masse volumique et la grande conductibilité thermique de l'alu en font un candidat privilégié. L'ajout de Si sur les pistons alu utilisés aujourd'hui (AS 12, voire AS 18 ou 25 pour les moteurs fortement sollicités - turbo et/ou diesel ) permet de réduire le coefficient de dilatation, d'améliorer la conductivité, et d'augmenter la dureté et la résistance à la rupture. Il rend cependant l'usinage très difficile.

La température normale de fonctionnement des pistons en alliage léger est de 250 à 350° au niveau de la tête, de 190° au niveau du bossage d'axe, et de 150° sur la jupe. On peut trouver des dépôts céramiques sur la tête de piston pour améliorer la résistance thermique.

Des inserts d'acier sont parfois utilisés pour contrôler l'allure de la dilatation. Le principe des " jupes fendues " va également dans ce sens. La forme du piston n'est en outre pas cylindrique à froid, afin de garantir un bon appariement piston/chemise à chaud (jeux de 30 microns sur un moteur monté "serré", 100 microns env. sur un moteur libre). Il est en tonneau dans le sens vertical avec une décroissance en tête de l'ordre de 5 dixièmes, et ovale vu de dessus (5 dixièmes d'ovalisation), avec le plus grand diamètre perpendiculaire à l'axe de piston.

Le renforcement en fibres (oxydes d'alu) est principalement réalisé au niveau du porte-segments.

On peut avancer les relations empiriques suivantes entre la température T au centre du piston et la température d'eau Te, la température d'huile Th, l'avance à l'allumage Av :

T = 0,67 Te + 168°
T = 0,50 Th + 168°
T = 3,53 Av + 106°

T évolue également avec la richesse, suivant une loi qui passe par un maxi pour une richesse de 1,1 - 1,2.  

Le premier segment, en partant de la tête de piston, est appelé "coup de feu". Le second est le segment d'étanchéité, et le troisième le segment racleur. On appelle battement le jeu axial entre le segment et sa gorge (de 30 à 50 microns), et jeu en fond de gorge le jeu radial ( de 2 à 4 dixièmes). Les segments sont fréquemment en fonte ou en acier fortement allié (pour les racleurs). Pour éviter que les coupes des trois segments soient alignées (risquant de faciliter le passage des gaz), on dispose les segments de manière à ce que les coupes soient à 120° les unes des autres. Sur un deux-temps, ils sont même indexés en rotation pour éviter qu'une coupe passe devant une lumière de transfert.

Une des caractéristiques du segment est sa tare : on peut en définir une tangentielle Ft ou une diamétrale Fd.
 

Tare d'un segment

La pression de contact est alors donnée par p = 2 Ft / (d.h), où h est la hauteur axiale du segment (p est de l'ordre de 10 à 20 N/cm2). Plus les segments sont hauts, moins la pression est importante, mais plus ils sont lourds.

Afin d'être efficace, un segment doit rester plaqué contre la face inférieure de la gorge pratiquée dans le piston. Il faut donc s'assurer que les efforts de pression exercés par le mélange au PMH soient supérieurs à l'effort d'inertie qui aurait tendance à le faire "décoller" (c'est ce qu'on appelle le battement d'un segment). La probabilité de voir apparaître ce phénomène est maximale juste avant le PMH, puisque la pression y est encore moins forte que lors de la course motrice après le PMH.
Les forces mises en jeu sont :
- dues à la pression : -P.\pi.a.e, où a est l'alésage et e l'épaisseur radiale du segment 
- dues à l'inertie : \rho.h.\pi.a.e.c.w2/2, où h est la hauteur axiale du segment, c la course, w le régime
- dues au frottement sur le cylindre : f.(P+P0).\pi.a.h, où P0 est la pression engendrée par la tare statique
On peut montrer qu'il est préférable, pour faire remonter la vitesse critique susceptible de s'accompagner de battement, de réduire la course et d'utiliser des segments peu "hauts".

Le segment coup de feu a une section rectangulaire ou trapézoïdale, il est soumis à des températures proches de 250°. Il est en général revêtu d'une couche de chrome (qui résiste jusqu'à 1500°) ou de molybdène (température de fusion de 2600°, et moins de sensibilité aux états de surface des chemises). Pour s'assurer que la pression au-dessus du premier segment soit toujours supérieure à la pression qui règne en-dessous de celui-ci, on peut être amené à réduire le jeu à la coupe (en passant, par exemple, de 5 à 3 dixièmes).
Le segment d'étanchéité peut être rectangulaire, mais on en trouve aussi à section conique, ce qui lui garantit une bonne efficacité pour le raclage de l'huile. Il faut dans ce cas veiller au sens de montage ...
Les fuites au niveau de la segmentation créent ce qu'on appelle les gaz de carter ou blow-by, dont le débit peut atteindre 80 litres par minute. Autrefois relâchés directement dans l'atmosphère, ils doivent aujourd'hui être amenés à recirculer dans le moteur pour des raisons de pollution. Ils sont donc réaspirés dans la tubulure d'admission (circuit primaire) ou vers le filtre à air (secondaire).
Les axes de pistons sont en acier cémenté ou nitruré (15 C3, 16 MC5, 15 CN6, ...), capables de résister à d'importantes pressions. La géométrie du trou d'axe a une influence sur la répartition des contraintes dans le piston et sur la tenue en fatigue des bossages d'axe. Certains axes pour moteurs 2 temps ont un alésage fermé au centre pour empêcher les pertes de balayage. :

axe fermé

Des arrêts d'axe empêchent leur déplacement, qui pourrait endommager les parois du cylindre. On peut utiliser des circlips ou des anneaux de retenue, mais les axes sont de plus en plus fréquemment frettés après chauffage du pied de bielle.
Le jeu axe / trou d'axe lorsque le montage est flottant est de 5 à 15 microns. La pression maximale admissible dans le bossage d'axe est liée à la vitesse de glissement dans les bossages. Cette vitesse est 60 % plus importante pour un axe serré que pour un axe flottant. Dans le cas d'une axe serré, la vitesse de glissement moyenne peut s'approcher par :

vmoy (m/s) = d(mm).arctg(r/L).N(tr/min) / 30000

où d est le diamètre de l'axe de piston, r le rayon de manivelle, L la longueur de bielle, et N le régime moteur. La pression admissible varie de 600 à 800 bars pour une vitesse de glissement de 0,5 m/s, et de 250 à 500 bars pour une vitesse de 2 m/s. L'évolution est grosso modo linéaire dans cette plage.

Un autre paramètre influent concerne l'ovalisation de l'axe. On peut en faire un calcul simplifié :

oval = d'- dext = 0,416 F.dext3 / (L.E.(dext-dint)3)

où d' est le grand diamètre après déformation, dext et dint les diamètres théoriques extérieur et intérieur, E le module d'Young, L la longueur de l'axe, et F l'effort.

On considère généralement que, si l'on note D l'alésage, l'ovalisation maxi admissible est :

ovalmaxi (en microns) = 0,125 (D (en mm)+ 100).

La flèche maxi au centre de l'axe est approchée par :

f = 0,12 FL3/E(dext4-dint4)

On considère que la flèche maxi admissible est :

fmax = 4.10-4 D pour un bossage souple
fmax = 1,5.10-4 D pour un bossage rigide

En pratique, les observations suivantes peuvent être faites : le diamètre extérieur et l'épaisseur e des axes de piston suivent les lois empiriques :

dext = 0,26 D à 0.30 D

e = 0,045 D à 0,050 D


Bielles et coussinets

Les bielles peuvent être en acier trempé-revenu (XC32, XC38, 20 M5), recuit (45 M5S), fritté forgé (Porsche 928) en fonte GS, en alu (Aston Lagonda) ou en titane (compétition). Le pied de bielle s'articule sur l'axe de piston par l'intermédiaire d'une douille en bronze, qui pourra supporter jusqu'à 1100 bars. L'axe doit être bloqué en translation par des circlips, et le graissage peut se faire soit par retombée d'huile sous le piston, soit par remontée d'huile sous pression à travers la bielle. La tête de bielle doit être suffisamment indéformable pour ne pas risquer une rupture du film d'huile entre coussinet et maneton.

Un rapport fondamental dans la conception d'un moteur est r / l, où r est le rayon du maneton et l l'entraxe de la bielle. Ce rapport est en général compris entre 0.22 et 0.32.

Les coussinets doivent permettre une rotation en régime hydrodynamique, sous des pressions pouvant dépasser 700 bars. Le matériau retenu doit pouvoir se déformer légèrement pour accepter des défauts d'alignement ou de géométrie, il doit pouvoir absorber des particules qui ont échappé à la filtration (jusqu'à une taille de 15 microns), résister au grippage, à la corrosion et à la température (180°). On utilise aujourd'hui des feuillards en tôle (épaisseur 1 à 2 mm) revêtus de mélanges Al / Sn ou Cu / Pb (3 dixièmes). Ces derniers ont une meilleure résistance mécanique (pression admissible de 75 MPa avec un taux de Pb suffisamment bas, contre 45) mais ils résistent moins au grippage. On dépose donc dessus une couche d'un mélange Pb Sn Cu de 15 à 35 microns d'épaisseur. Pour éviter la diffusion de l'étain dans le Cu Pb, ce qui serait nuisible à sa tenue mécanique, on interpose une barrière de nickel de quelques microns.

La pression spécifique admissible par un coussinet dépend du rapport L/D, où D est son diamètre intérieur et L sa largeur utile. La meilleure plage est : 0,25 < L/D < 0,45. La répartition de pression dans le sens axial a une forme parabolique. La pression est donnée par p = F / (L.D), et l'on considère que l'effort qui s'applique est la force d'inertie donnée par F = (2M/3).(R/1000).(\pi.N/60)2, où M est la masse d'inertie équivalente de l'attelage mobile en kg, R le rayon du coussinet en mm, N le régime en tr/min.

La puissance absorbée par frottement peut se calculer par
Pf = k.(pmoy.V3/R)1/2
où k est un coef qui dépend de la viscosité de l'huile, et V la vitesse de glissement V = \pi.R.N / 30000.

On appelle facteur d'usure K la valeur (pV3)1/2, p étant exprimé en bar et V en m/s. Ce facteur doit être inférieur à une limite qui dépend du revêtement utilisé : 300 pour Al / Sn, 350 à 400 pour Cu / Pb.
Les jeux de fonctionnement sont de quelques centièmes. On peut les choisir égaux (en microns) à D (exprimé en mm), ou les approcher par la relation

jeu (mm) = N0,5.D2,5 / (460.105)

où N est le régime de rotation en tr/min et D est exprimé en mm.

Bloc-moteur

Le bloc-cylindres peut être en fonte ou en alliage léger, auquel cas des chemises (en fonte à graphite lamellaire) peuvent être nécessaires. On peut également appliquer une couche résistant à l'usure (nickel) avec incorporation de cristaux de carbure de silicium (nikasil). Les chemises sèches (pas de contact direct avec le liquide de refroidissement) sont montées à la presse (20 à 30 kN) ou insérées à la coulée dans un bloc alu (utilisé par les constructeurs japonais) alors que les chemises humides s'introduisent facilement dans leur logement. Dans le cas de chemises humides, le procédé le plus répandu est celui dit de chemises comprimées. L'étanchéité est assurée en bas de la chemise par un joint papier ou acier ou un joint torique, et en haut par le joint de culasse. La chemise doit en général dépasser par rapport au plan de joint du bloc cylindres (entre 2 centièmes et 2 dixièmes).

Un bon état de surface pour les chemises est obtenu par un usinage à traits croisés avec un angle compris entre 30 et 70°. La température maxi en haut de chemise (bordure de la chambre de combustion) est de l'ordre de 200°.

Dans le cas d'un bloc fonte, la chambre d'eau peut être ouverte en partie supérieure (bon refroidissement du haut des chemises) ou à tablature (fonderie plus compliquée, mais la rigidité du carter est meilleure, ainsi que la tenue du joint de culasse).

Dans le cas d'un bloc alu, il s'agit en général d'AS17U4 pour des cylindres non revêtus, ou d'AS12UN pour des cylindres revêtus.

Culasse et joint

On trouve en général 4 points de fixation par cylindre sur une culasse de moteur essence, et jusqu'à 7 pour un diesel puissant.

La culasse est coulée en alliage d'alu (AS5U3, ...) ou en fonte. Pour faciliter l'admission, dont les gaz ont une vitesse plus lente que ceux d'échappement, les soupapes d'admission sont de plus grand diamètre que celles d'échappement. Pour donner un mouvement de swirl au mélange gazeux, plusieurs solutions sont envisageables :

- sièges de soupapes avec déflecteurs
- conduit d'admission d'air secondaire dans la culasse
- conduit d'admission " tangentiel "

Dans une culasse cross-flow, admission et échappement se font de part et d'autre de la culasse. Cette disposition favorise le passage des gaz, mais pose des problèmes d'encombrement, que l'on peut résoudre en disposant admission et échappement du même côté ; en contrepartie, l'air d'admission est alors échauffé par les gaz d'échappement.

Pour le joint de culasse, différentes solutions sont envisageables : un joint combiné matériau tendre - métal, ou un joint métallique (stratifié ou en une seule feuille), plus résistant.

Soupapes, guides, joints et ressorts

Les soupapes d'admission (en un seul métal, de l'acier au chrome silicium - Z45 CS93 par exemple, ou Z85 CDV18.02 pour des moteurs plus poussés) peuvent atteindre une température de 500° contre 800° pour celles d'échappement (en contact avec des gaz à près de 1000° au niveau du raccordement des conduits d'échappement dans le collecteur), qui sont en outre soumises à une forte corrosion chimique. On utilise donc pour ces dernières deux matériaux, un acier au chrome-manganèse (Z52 CMN 21.9, par exemple, ou du Nimonic, alliage Ni Cr très cher) pour la tête et la partie inférieure de la queue, et un acier au chrome silicium (Z45 CS9) pour la partie supérieure de la queue, les deux " éléments " étant soudés bord a bord par friction. L'acier CrMn ne peut être utilisé pour l'ensemble de la soupape car il n'est pas trempable, et présente de ce fait de moins bonnes capacités de glissement, risquant le grippage dans le guide de soupape.

Pour un moteur hautes performances, on peut utiliser des soupapes creuses remplies de sodium, dont le mouvement de va-et-vient permet une bonne évacuation de la chaleur. Le gain de température au niveau de la tête peut atteindre 100°.

Les températures maximales de fonctionnement peuvent être mesurées avec des soupapes thermométriques dont on connaît la courbe de revenu et qui permettent de déterminer les températures atteintes en service par mesure de la dureté résiduelle après essai.

L'angle de tulipe est de l'ordre de 12° à l'admission, et de 20 à 25° à l'échappement, puisque la soupape doit être plus robuste.

Les portées de soupapes sont en général recouvertes de stellite (cobalt-chrome-carbone-tungstène) pour résister à l'usure. Il existe parfois des dispositifs de rotation des soupapes afin de permettre un refroidissement uniforme de la soupape par le siège.

Les aciers utilisés pour les resssorts de soupapes sont typiquement le 68 CV2, 55 SC7, 60 MS5.

Le jeu aux soupapes est généralement plus grand sur un moteur froid que sur un moteur chaud, et il est plus important à l'échappement qu'à l'admission. Si le jeu est trop faible, la soupape s'ouvre plus vite et se referme plus tard, et risque donc de griller du fait d'un refroidissement insuffisant. Si le jeu est trop important, la distribution est bruyante et s'use trop vite. Un jeu élevé peut favoriser la mise en marche et le fonctionnement à bas régime par grand froid.

Les sièges de soupapes sont en général rapportés et tiennent par emmanchement. Le passage au sans-plomb a rendu quasi-obligatoire l'utilisation de sièges en acier coulé (type Z130 CWDV), ou fritté (moins cher, et incorporant des lubrifiants solides comme le bisulfure de molybdène).

Le guide de soupape est souvent réalisé directement dans la culasse lorsque celle-ci est en fonte. Si elle est en alliage léger, on utilise des guides spéciaux en fonte ou en bronze, emmanchés à force. Le jeu entre guide et soupape est de l'ordre de 7 millièmes à l'admission et de 9 millièmes à l'échappement.

Les joints de queue de soupape sont en général constitués par une lèvre d'étanchéité plaqueé sur la tige par un ressort hélicoidal.

Les ressorts de soupape satisfont en général les critères de base suivants :

- l'effort du ressort doit toujours être plus élevé que l'effort dynamique exercé sur la soupape. Dans la zone où l'écart est minimal, il ne doit pas être inférieur au tiers ou à la moitié de l'effort dynamique.
- la fréquence propre du ressort doit être plus élevée que l'harmonique 9 de la rotation de l'arbre à cames. Pour un moteur qui peut tourner à 6500 tr/min, il faudra par exemple que la fréquence propre soit supérieure à 488 Hz. Les problèmes d'affolement peuvent être résolus en superposant deux ressorts de raideurs différentes. Le sens d'enroulement des deux ressorts doit être différent.
- pour avoir un amortissement, les spires extrêmes sont dotées d'un pas plus faible.
- les contraintes acceptables sont données par le diagramme de Goodman
- la vitesse de contact est typiquement restreinte à environ 0.5 m/s
 

Poussoirs de soupapes

Les poussoirs de soupapes sont généralement en fonte dure. Dans le cas d'une attaque directe, la pastille peut se situer entre le poussoir et la soupape ou entre le poussoir et la came, ce qui a des avantages évidents en termes d'accessibilité.

L'axe du poussoir est souvent décentré par rapport à l'axe de la came, de sorte que le poussoir tourne à chaque levée, afin de diminuer l'usure.

De plus, pour éviter que le contact ait lieu sur une arête en cas de planéité insuffisante des surfaces en vis-à-vis, on est amené à utiliser des surfaces de poussoir bombées.
 

Poussoirs hydrauliques

Avantages : pas de déréglage du jeu, distribution moins bruyante puisque le contact permanent entre poussoir et came supprime les chocs

Inconvénients : encombrement plus important, régulation correcte de la pression d'huile, huile en bon état pour obtenir une compressibilité réduite (taux d'émulsion inférieur à 7%), lois de distribution et ressorts de rappel adaptés. Etant donné qu'ils nécessitent des lois moins sévères, ils sont inadaptés à des moteurs de compétition.

Culbuteurs et linguets

S'ils sont montés sur axe, ils peuvent être forgés, ou coulés en acier ou en fonte GS, ou coulés en alu avec un insert pour le patin. Le réglage se fait souvent par vis et contre-écrou.

S'ils sont sur rotule, ils peuvent être en tole ou en acier coulé. Les supports de rotule sont des goujons vissés dans la culasse.

Les culbuteurs doivent être suffisamment rigides pour conserver la précision souhaitée à la distribution, mais légers. Le compromis masse/raideur doit être fait en tenant compte de la nécessité d'écarter le régime d'affolement de la plage d'utilisation du moteur. Le rayon du patin sera choisi pour résister à l'usure, en tenant compte à la fois de la pression de Hertz, mais aussi du produit p.v, où p est la pression de contact et v la vitesse de déplacement du point de contact.

Les linguets ont pour principal avantage sur les culbuteurs d'avoir une inertie plus réduite.

Arbres à cames

Les arbres à came sont généralement en fonte nodulaire ou en fonte malléable à coeur noir, parfois en acier forgé. Ils tournent dans des paliers lisses fixés sur la culasse, ou percés dans la culasse même. Pour tenir à l'usure, les a.à.c acier sont cémentés trempés ou nitrurés, et ceux en fonte sont trempés.

Entraînement de la distribution

Se fait soit par pignons, par chaîne ou par courroie. La première solution est plus bruyante, plus chère (tolérances d'entraxe très serrées), mais moins encombrante et permettant de faire passer plus de puissance.

Les chaînes (souvent à rouleaux de pas 9.525 mm) sont tendues automatiquement par un patin en caoutchouc (nitrile ou polyacrylate) maintenu par un ressort et par la pression hydraulique qui s'exerce derrière le piston du tendeur.

Les courroies sont constituées d'une ame (constituée de fils de nylon, de verre ou de kevlar noyés dans un caoutchouc) qui reprend les efforts de traction, et d'une denture qui assure la synchronisation. Les dents sont en néoprène ou polyuréthane et recouvertes d'une toile de nylon à faible coefficient de frottement.
 

Filtres à air

Le filtre à air a pour fonction de filtrer les particules, principalement de quartz (5 à 50 microns), en suspension dans l'air. La quantité de poussière peut varier entre 0,001 et 1g par mètre cube d'air.

Graissage

L'huile est aspirée à travers une crépine, comprimée dans la pompe, filtrée puis dirigée vers les zones destinées à être lubrifiées. Le bac à huile est en tôle d'acier ou en alu, celui-ci étant mieux placé au niveau refroidissement de l'huile et rigidité du moteur. La crépine doit être située en un point où elle sera immergée quelles que soient les conditions de fonctionnement. La pompe à huile tourne à une vitesse comprise entre 60 et 90 % de celle du moteur. Un clapet de décharge (à billes ou à piston) est positionné sur le circuit pour supprimer les surpressions. Les seuils de filtration sont de 5 à 8 microns pendant le rodage, et de 10 à 20 microns par la suite. Lorsque le filtre est encrassé, un clapet by-pass permet de le contourner.

La lubrification des paliers d'arbre à came, des coussinets de tête de bielle a lieu dans le régime hydrodynamique, qui nécessite une forte vitesse de rotation, et un débit d'huile élevé. Les axes de piston, cylindres, tiges et guides de soupapes travaillent en régime hydrodynamique et onctueux. Enfin, les contacts came-poussoirs et engrenages sont en régime élasto-hydrodynamique, caractérisé par l'influence de la pression sur le lubrifiant et des déformations élastiques des surfaces.

Les trous d'arrivée d'huile sur le maneton doivent être placés aux endroits où les efforts appliqués sont faibles et juste avant les zones où les efforts sont plus élevés. Ces zones variant avec la charge et le régime, il faut définir des compromis en étudiant les diagrammes polaires qui donnent les efforts bielle - maneton. Les épaisseurs du film d'huile sont de l'ordre du micron.

Entre les segments et le cylindre, l'épaisseur du film d'huile est de l'ordre de 5 microns à mi-course. Elle descend à environ 2 microns au PMB et à 1 micron sous l'action de la pression des gaz au PMH.

Les débits d'huile théoriques sont, à haut régime et avec une température d'huile et des jeux élevés, de l'ordre de : 2 l./min pour un palier ; 0,6 l./min pour un piston ; 0,3 l./min pour un palier d'a.à.c ; 0,2 l./min pour une came ; 0,4 l./min pour un tendeur hydraulique. Soit, pour un V6 12 soupapes avec 2 a.à.c, un débit total de l'ordre de 30 l./min.
 

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