Culasse cléon fonte 16 soupapes : le projet fou !!

Voila quelques fois qu’on vous poste sur notre page facebook des pièces réalisées en vue de monter un moteur Cléon fonte, avec une culasse 16 soupapes made in Bétend Sport.

Nous lui avons demandé de réaliser un article résumant ( rapidement) le travail de développement et d’ingénierie réalisé.

Découvrez ci dessous l’histoire de ce projet fou

1.1 Le projetLe bloc moteur de destination

Le moteur Cléon-Fonte, de son vrai nom « moteur Sierra » connu également sous le code « moteur C » ou « bloc C », est un moteur thermique automobile à combustion interne, essence quatre temps, avec quatre cylindres en ligne chemisés, bloc en fonte, refroidi par eau, doté d’un vilebrequin cinq paliers, avec arbre à cames latéral (avec culbuteurs et tiges de culbuteurs), commandé par une chaîne de distribution, avec une culasse en aluminium, huit soupapes en tête, développé et produit par Renault au début des années 1960 et présenté au Salon de Genève de 1962 avec la Renault Floride S et la Renault 8 Gordini ensuite. Ce moteur est réputé pour sa robustesse et sa longévité. Les adaptations techniques ont permis la production de ce moteur en de nombreuses cylindrées, à carburateur simple et double corps, ainsi qu’à injection avec ou sans turbo. Le « Cléon-Fonte » fut accouplé à des boîtes manuelles à quatre, puis à cinq vitesses et boîtes automatiques en fonction de ses applications et du progrès de la construction automobile. Au total, ce sont plus de 27 millions de blocs « Cléon-Fonte » qui ont été produits par Renault et par Dacia depuis son lancement. Dont 15 millions en France. Ce moteur a également été assemblé au Portugal, en Espagne, en Turquie, en Colombie et en Argentine. En France, ce moteur terminera sa carrière en décembre 1996 sur les Twingo, Clio et Express avec le C3G de 1 239 cm3, sur les Super 5 « Bye Bye » avec le C3J de 1 397 cm3 et par la même occasion l’arrêt de la production de la Super 5.Les Renault 9 et Renault 11 sont les premières voitures à utiliser un moteur Renault en position transversale, ce qui donnera naissance aux boîtes de vitesses JB qui équiperont encore la Twingo 2. Les « moteurs F » apparus sur les Renault 9 et Renault 11 équiperont encore la Mégane 3 notamment avec le F4RT sur la Mégane 3 RS. Il y avait déjà 20 ans que le « moteur Cléon-Fonte » était produit ! Avec son arbre à cames latéral et ses 8 soupapes, il faisait déjà son âge par comparaison avec ses jeunes concurrents. Mais, sans cesse amélioré, il était encore compétitif. Et c’était compter sans le turbocompresseur, organe miracle générateur de chevaux-vapeur! Fin 1980, grâce à un gros turbo, il envoyait l’impressionnante puissance de 160 cvs aux roues arrière de la spectaculaire R5 Turbo. Monté en position centrale arrière pour la première fois, ce 1 397 cm3 était accouplé à la grosse boîte de la R30 TX. En rallye, la R5 Turbo engagée en groupe B vit progressivement sa puissance grimper de 200 à 300 cvs pour culminer à 360 en 1 527 cm3 dans la Maxi de 1985, avant de frôler les 400 (385 exactement) en 1987 sur les versions circuit du championnat de Superproduction. Une mécanique qui bénéficiait de la technologie du 1500 turbo de la F1, notamment l’injection d’eau dans l’admission. Bien entendu tout ceci uniquement en 8 soupapes….

1.2 Le cahier des charges

Ce moteur est arrivé en bout de développement en version 8 soupapes uniquement alors que les moteurs modernes, puissants et coupleux sont en 16 soupapes (ex: clio 16s, clio RS, mégane RS,….).

Pour rappel, l’avantage du 16 soupapes par rapport au 8 et d’augmenter les sections de passage des gaz frais et brûlés. Plus le volume de gaz admis est important (en lien avec le remplissage de la cylindrée), plus la pression moyenne effective (et donc couple et puissance) sont importants. Le gain est donc, en raccourci, en puissance couple et rendement.

Historiquement aucun culasse en 16 soupapes pour bloc Cléon fonte n’a été développé, ni par Renault ni par personne. Les seules grandes modifications ont été apportées à l’époque par Amédée Gordini lui-même par l’intermédiaire du bloc 1500 double arbre cames en tête, mais en 8 soupapes. Il s’agit donc d’une première pour ce moteur mythique, une sorte d’aboutissement.

Le moteur Cléon équipe encore un très grand nombre de véhicules de collection, sportifs ou non (ex: 5 Turbo, Alpine A110, 5 Alpine,  5 GT Turbo, R8 Gordini,….). Un grand nombre de ces véhicules est utilisé en sorties clubs, circuits, voir courses en VHC (véhicules historiques de collection).

Cette culasse permettra, comme évoqué plus haut d’améliorer les performances et le comportement des véhicules équipés. Celle-ci va donc toucher un public spécifique mais large et averti. De plus l’automobile ancienne, sportive et de collection est en pleine expansion.

De ce fait, j’ai décidé de poursuivre à ma manière le développement de ce moteur en lui donnant un coup de jeune, tout en restant traditionnel à son architecture. Voici les contraintes de conception que je me suis fixé, elles sont assez contraignantes et nécessitent de la rigueur et de l’inventivité :

  1. Empreinte de la culasse identique au modèles originaux 8 soupapes et adaptable sans modifications sur tous les blocs (passages de tiges de culbuteurs, passages d’eau entrée et sortie, arrivée et retour d’huile, empattement).
  2. Empattement hors tout identique au modèle cross flow 8 soupapes.
  3. Emplacement identique pour montage des allumeurs (mécaniques ou électronique).
  4. Utilisation des 16 soupapes (avec ressorts et coupelles) du bloc Renault 1600 16 soupapes K4J/K4M de Clio et Mégane.
  • Montage par éléments usinés, séparés et assemblés. Quatre blocs individuels assemblés.
  • Volume de chambre ajustable à la demande, fonction du moteur de destination.
  • Montage de pompe à eau réversible avant/arrière pour montage moteur avant ou arrière.
  • Volume de liquide de refroidissement interne  identique au modèle cross-flow 8 soupapes.
  • Utilisation de la distribution par arbre à came latéral.
  • Obtenir des levées théoriques de soupapes et un croisement maximum, aux moins identiques au modèle cross flow.
  • Rappel sur la culasse
    • Son rôle

Je ne parlerai uniquement du modèle pour moteurs à 4 temps. La culasse est de manière synthétique l’élément fermant le haut du moteur en regroupant certaines pièces participant au cycle à 4 temps. De ce fait elle reçoit les chambres de combustion, les soupapes, les bougies, etc.… Elle participe avec les pistons à la compression du mélange, son explosion, l’admission et l’échappement des gaz. Elle doit participer activement au refroidissement du moteur puisque c’est la pièce qui reçoit la plus grande amplitude thermique par le fait de la combustion.

  • Sa conception

Par la passé certaines culasse étaient fabriquées en fonte mais depuis une quarantaine d’année elles sont toute en alliage d’aluminium. L’es avantages sont la légèreté, une bonne usinabilité et la résistance à la corrosion. Elle est fabriquée coulée sur moule, pour des raisons de coût, de facilité de fabrication et d’obtention faciles de géométries diverses et complexes. Elle est ensuite reprises en usinage afin d’obtenir les dimensions et les états de surfaces nécessaires à son bon fonctionnement. Sa conception doit tenir compte de toutes les contraintes qu’elle va encaisser, qu’elles soient mécaniques, thermiques ou chimiques.

  • Mécaniques par les éléments qui lui sont fixés, par les contraintes de pression dans les chambres de combustion (contrainte thermique associée), par la contrainte de serrage sur le bloc
  • Thermiques par le différentiel de température entre repos et travail, le gradient de température différent sur sa globalité. Contraintes thermiques liées à la température de la combustion qui se répercute dans la chambre, les conduits d’échappement et qui se propage par conduction et convection dans son ensemble, se chargeant au passage d’élever la température des liquides (refroidissement et huile).
  • Chimiques par les attaques des fluides et gaz en contact : liquide de refroidissement, huile, essence vaporisée et gaz de combustion. La corrosion peut être due à la dynamique du fluide et de la possible cavitation.

L’addition de ces contraintes, pour certaines alternatives et fonction du régime de rotation moteur produit des déformations structurelles de la culasse dans son ensemble, l’objectif est de garantir n fonctionnement toujours optimum par la maitrise des jeux et des serrages.

De ce fait la conception devra prendre en compte l’ensemble de ces contraintes associées afin de rendre l’architecture apte à répondre au cahier des charges fonctionnel et son implantation mais aussi à son fonctionnement assujettis aux contraintes du moteur thermique à 4 temps.

Exemple de culasse avec soupapes en toit pour Cléon Fonte

Exemple de culasse avec soupapes en toit pour Cléon fonte

  • L’étude préliminaire

Comme évoqué plus haut, une culasse doit tenir compte du cahier des charges fonctionnel et des contraintes de toutes sortes auxquelles elle sera soumise. Pour mon cas, j’ai commencé par la phase de prise de mesures complètes sur un joint de culasse, des tiges de culbuteurs, des poussoirs et la culasse cross flow complète de Renault 5 Alpine turbo que j’avais à disposition. La culasse m’a permis de :

  • mesurer le volume d’eau maximum qu’elle peut contenir (environ 1.2 litre à l’incertitude près), donnée utile pour atteindre un des objectifs du cahier des charges.
  • Prendre la cotation exacte des trous et de l’empreinte de fixation de pompe à eau.
  • Déterminer la hauteur nécessaire pour recopie de l’emplacement de l’allumeur.
  • Connaitre l’angle de la face d’appui du collecteur d’échappement par rapport au plan de joint.
  • Déterminer précisément le volume de chambre sur ce modèle.
  • Une fois tronçonnée en tranche de 4 centimètres sur la sens de la longueur, elle m’aura permis d’étudier les passages d’eau, leurs angles, les variations de sections (et donc les variations potentiel de vitesse du liquide), tous un ensemble de valeurs numériques de longueur et d’angles afin d’avoir entre autres les angles et passages de culbuteurs et leur position interdépendantes du reste.
  • Déterminer avec précision les valeurs et leurs variations des diamètres de conduits d’admission et échappement.
  • Prendre des valeurs exactes de différentiel de levier sur les deux types de culbuteurs échappement at admission.

Le joint de culasse, après recopie exacte sur papier A3 m’aura permis d’avoir un positionnement rigoureusement exact des trous de fixations, des chambres, des passages d’eau et huile ainsi leurs cotations dépendantes, le tout afin d’avoir une recopie identique sur la future culasse et permettre un montage plug in play.

Les poussoirs et culbuteurs m’ont permis de :

  • Connaitre leurs masses propres, ceci afin de faire des calculs d’efforts en mouvement sur la soupape et ainsi comparer ultérieurement avec mon modèle (à noter que j’en ai fait de même avec soupapes/ressorts/coupelles, parties intégrantes du calcul des masses en mouvement).
  • Connaitre les dimensions afin d’avoir des notions de positionnement dans l’ensemble mobile, donnée utile pour la conception sous CAO).

Pour résumer, cette étude m’aura permis de rassembler l’intégralité des données nécessaires à plusieurs choses :

  • Avoir la totalité des valeurs numériques nécessaires à la conception.
  • Avoir des valeurs numériques permettant le calcul comparatif avec mon modèle.
  • Avoir des valeurs chiffrées sur une culasse d’origine afin de pouvoir comparer ultérieurement avec le modèle 16 soupapes.
  • La conception sous CAO

Afin de concevoir mon modèle, j’ai travaillé intégralement sous SolidWorks. Grace à ce logiciel j’ai pu :

  • modéliser mes pièces et assemblages de manière itérative, me basant sur les données chiffrer plus haut, en fonctionnant par sous-ensembles (les 4 blocs cylindres unitaires, la semelle, les conduits, etc.…).
  • faire des simulations dynamiques de mouvements avec pour objectifs de visualiser les déplacements et donc vérifier les limites de fonctionnement et la coïncidence avec les données du cahier des charges ainsi que celles imposées par le modèle 8 soupapes.
  • Effectuer des simulations de contraintes mécaniques sur les divers sous ensemble dans le but de choisir les matériaux adéquats et valider (ou pas) la ou les pièce(s) en terme de conception mécanique.
  • Effectuer les mises en plan aux différents formats nécessaires pour le chiffrage et la fabrication.

Voici quelques illustrations : culbuteur d’admission assemblé et exemple de calculs et d’essais d’intégration de composants

  • Les calculs

Premier objectif : tendre à démontrer l’apport de 8 soupapes supplémentaires dans ce moteur de façon la plus simple possible. Pour augmenter la puissance d’un moteur thermique il faut augmenter la Pression Moyenne Effective exercée sur le piston. Une des solutions est d’améliorer le remplissage. Pour se faire il faut que le moteur absorbe à chaque cycle une masse de mélange la plus élevée possible. Il faut donc augmenter le débit dans les hauts régimes. Ce débit est fonction de la section du conduit par la vitesse des gaz. Or les pertes de charge croissent avec le carré de la vitesse, ce qui signifie qu’il faut se fixer une vitesse limite gaz afin de ne pas faire chuter brutalement le rendement et donc les performances moteurs. Dans la pratique la valeur maxi à ne pas dépasser est 110 mètres/s. Pour l’étude nous partirons des caractéristiques d’un moteur de Renault 5 Alpine équipée de la culasse 8 soupes cross flow. Nous supposerons un taux de remplissage de 1 afin de faciliter le calcul, la comparaison restera valable. Tout d’abord calculons la section de passage des gaz d’admission dans un cylindre : Di= diamètre conduit au siège  α= angle du siège de soupape

L’égalité des débits (taux de remplissage =1) nous donne :

Sp=surface piston   Vp= vitesse piston  Vs = vitesse des gaz   Régime Pmax= 6400trs/min

    Ce moteur est donc en limite et doit perdre en remplissage à ce régime. Pour améliorer cela on voit que les leviers sont l’augmentation du diamètre du conduit et la levée de soupape. Comparons maintenant avec les données numériques  de mon modèle 16 soupapes :

    

La valeur limite de Vs est loin d’être atteinte, à iso-diamètre de conduit nous pouvons donc déterminer la valeur de levée théorique mini admissible pour ne pas dépasser 110 m/s dans les conduits :

Voici la valeur minimum théorique de levée aux soupapes du modèle à iso régime de Pmax souhaitée sous laquelle il ne faut descendre sous peine de pertes de charges réduisant le rendement.

On peut maintenant aisément, par modification de la formule, trouver le régime maximum atteignable pour le modèle à la limite des 110m/s  et pour la même levée:

On peut maintenant quantifier et comprendre l’intérêt du modèle. Bien entendu, à régime transitoire la vitesse sera moindre et pourra nuire à l’homogénéité du mélange faute à une turbulence suffisante. Il faudra travailler sur l’acoustique et les accords collecteurs admission et échappement pour y remédier, sans parler d’une loi de levée adaptée si le modèle venait à être utiliser pour rechercher la performance optimum.

Concernant la géométrie des conduits, de par l’usinage la section est constante, ce qui est bon pour limiter les pertes de charges, bien entendu il y a une cassure entre le cylindre unitaire et la rallonge, avec un angle suffisamment faible pour avoir un λ faible (coefficient rentrant dans le calcul de la perte de charge, se multipliant  à la masse volumique des gaz et leur vitesse au carré).

Pour continuer dans la recherche d’optimisation du modèle dans la phase de conception, j’ai cherché à faire des simulations de flux en numérique et essayer de corréler avec des calculs de perméabilité, et donc garder une vitesse maximum des gaz à régime voulu. Il m’a été difficile d’associer les deux, trop de dispersion avec le logiciel (résultats vite aberrent dû à la complexité du paramétrage).

Exemple

Deuxième objectif : maximiser le système de commande des soupapes, point sensible et bridant avec un arbre à cames latéral et commande par poussoirs et tiges. En effet, l’inertie importante de cet ensemble en mouvement, comparé à un autre mode de distribution favorise l’apparition de l’affolement des soupapes, et donc limite les performances et fragilise l’ensemble. Deux possibilités pour repousser cet emballement :

  • Augmenter la raideur des ressorts : F=K x (L-L’)

S’il l’on compare l’origine avec mon modèle, en prenant L4 à spire jointive on trouve K=3.6DaN/mm pour l’origine et pour mon modèle k=2 x 3.5 =7daN/mm

Cela va dans la bon sens pour l’emballement, à noter qu’il ne faut pas tendre vers des valeurs plus élevées sous risque de flambages des tiges d’origine.

  • Limiter au maximum les forces d’inertie, pour cela il faut travailler sur les accélérations de soupapes (non concerné ici car dépendant du profil de came) et travailler sur l’allègement des éléments en mouvements. Cette force d’inertie dépends de la masse de tous les éléments en mouvements, du poussoir en remontant par le culbuteur jusqu’à la soupape, du moment d’inertie du culbuteur et enfin de l’accélération de la soupape. Ne disposant pas du profil de came me permettant de déterminer cette accélération, je vais fonctionner par comparaison dans l’équation en comparant l’élément multiplicateur entre le résultat du modèle 8 soupapes et le mien en 16. L’équation de base du modèle de distribution ci-dessous s’écrit ainsi :

Le logiciel me permet de connaitre exactement le moment d’inertie de mes culbuteurs, malheureusement je ne dispose pas de cette donnée pour le modèle d’origine. De ce fait je vais passer par la formule approchée en tenant compte du fait que le quotient du moment d’inertie sur D2 au carré est inférieur à la masse du culbuteur. J’utilise donc :

Afin de comparer les modèles j’ai calculé le coefficient multiplicateur entre crochet, plus celui-ci est faible et plus la force d’inertie est basse, ce qui est le but recherché. Après mesure des différentes masses et distances j’obtiens 0.248 pour la 8 soupapes et 0.188 pour la 16.

En conclusion de ces calculs et extrapolations je peux donc être confiant dans la capacité accrue par rapport à l’origine de mon modèle. Bien entendu, comme tout exercice, on fige certains paramètres et on part sur des hypothèses mais la tendance est là, le modèle réel viendra confirmer par des chiffres concrets.

J’ai conçu des pièces de distribution comme les culbuteurs en aluminium afin justement de gagner en moment d’inertie. La résistance mécanique de l’aluminium est moindre par rapport à celle de l’acier, et surtout l’aluminium se comporte moins bien en fatigue. Justement, les culbuteurs sont soumis à des contraintes de torsions alternées cycliques fonction du régime de rotation. Mon objectif a été de dimensionner ces pièces afin de :

  • Résister à l’effort résistant des ressorts
  • Supporter cet effort de manière alternée et cyclique

Pour le premier point j’ai déterminé la force d’opposition d’un couple de ressort sur le culbuteur fourche. J’ai ensuite tout simplement rentrer cette valeur dans le module de simulation de contrainte du logiciel en bridant la partie appui de tige et laissant l’articulation sur rotule. Même opération en bridant aux soupapes et appliquant la force a l’appui de tige, ceci afin d’avoir la contrainte alternée. Le plus dur, après plusieurs essais a été de trouver le bon modèle d’applications de la contrainte afin de coller au mieux à la réalité et ne pas avoir de résultats aberrants. J’ai ensuite utilisé la courbe de Wöhler de l’aluminium afin de m’assurer que la pièce tiendrait le nombre de cycle souhaité.

Je me suis fixé comme données d’entrées un régime 4000 trs/minute moteur (2000 aac), 500000 kms à 100 km/h de moyenne, soit  cycles avec une contrainte de 50 Mpa en moyenne.

Cela m’a permis de concevoir et nervurer la pièce afin de lui permettre de tenir le nombre de cycle avec un coefficient de sécurité. Idem pour le côté echappement.

Pour terminer, j’ai simulé la contrainte en charge répartie de 70 bars de compression dû à l’explosion sur la chambre de combustion, ce afin de valider la tenue à la contrainte.

En annexe vous trouverez quelques exemples de calculs d’essais en manuscrit, des calculs de régime d’affolement en passant par la conservation d’énergie, et autre.

  • La mise en plan

Pour la mise en plan, rien de très difficile en soit sur la partie mise en page. Chaque élément usiné bénéficie de son plan à l’échelle avec report de cotation nécessaire au chiffrage tout d’abord puis à la fabrication ensuite (épaulé par les formats DXF et STEP pour la FAO). Cet assemblage est très particulier puisque, je le rappel à nouveau, est soumis à des contraintes diverses et variées se combinant de manière complexe et par endroit de façon anisotrope. De ce fait le gros du problème, ayant une part essentiel dans la réussite et la robustesse de l’assemblage est le tolérancement de chaque élément au travers de chaque cote. En effet il faut se mettre à l’esprit que chaque variation de cote a sa répercussion immédiate sur la ou les cotes de la surface en contact de la ou les pièces voisines. On comprend facilement la complexité de cet ensemble. Pour résoudre de façon pérenne et durable ce problème, voilà quelle a été ma démarche :

J’ai « découpé » l’assemblage en zone en allant de celle que j’estimais la plus froide à la plus chaude (à fonctionnement nominal pleines contraintes).  J’ai associé des valeurs de température que l’on retrouve habituellement dans ces zones (pour cela je suis parti de littérature technique assez ancienne, de recherches et de relevés à la caméra thermique sur la culasse de ma Renault 5 Alpine turbo) afin de retranscrire à mon modèle. Dans la réalité le gradient de température varie de façon linéaire au travers de l’ensemble, pour des raisons de commodité de calculs j’ai donc associée une ou plusieurs valeurs de température à chaque pièce usinée. Pour la suite je suis parti comme pour un assemblage classique, calculant les chaines de cotes de façon standard afin d’avoir un montage avec des jeux mécaniques classiques. J’ai donc obtenu une première cotation qui servira de base, en effet pas possible d’en rester là puisque avec les variations de températures, autant en valeur qu’en positionnement, le montage pourrait se retrouver ou avec des pièces en serrage exagéré (sur-contraintes mécaniques donc grippage ou casse), soit en jeu exagéré (fuite, rupture de visserie, rupture mécanique). Pour la seconde étape, j’ai associé le coefficient de dilation thermique de chaque pièce en fonction de son matériau avec la température à laquelle je l’ai associé (et cela avec parfois plusieurs valeurs pour une même pièce). J’en ai déduit des déformations théoriques « à chaud », valeurs que j’ai additionnées avec mes valeurs numériques tolérances « à froid ». J’ai pu me rendre compte que pour 82% des cotes je n’étais plus dans le standard de jeu de fonctionnement mécanique. La dernière étape a donc été de reprendre toutes les chaines de cotes avec les nouvelles valeurs, il en est ressorti une cotation définitive et donc des plans de fabrications cotés spécifiquement. Pour le fonctionnement phase dite froide, l’étanchéité statique expliquée plus bas remplira le rôle de tampon élastique entre les deux phases, et ce quelle que soit le sens de variation.

Exemple de plan du cylindre unitaire n°1 :

  • L’assemblage et sa globalité

Comme énoncé dans le cahier des charges, la culasse est composée d’éléments usinés mélangés avec des éléments du commerce. Cela représente un total de 118 pièces usinées et 265 pièces du commerce (inclues les soupapes et les ressorts). Qui dit usinage dit pièces brutes pour certaines, avec bien entendu des formes qui ne peuvent rivalisées avec un moulage, de ce fait à réception, certains éléments vont être à retoucher manuellement de manière très précise, et ce sur un plan de reprise spécifique que j’ai tracé. En effet il est aisément compréhensible que l’on ne puisse faire des raccordements elliptiques, par exemple, en usinage. Qui dit assemblage usiné dit étanchéité statique et dynamique (dans la mesure où l’on part du principe qu’il y a déformation par la température en faisant abstraction de la constante de temps). Pour ceci, hormis des ajustements rigoureux et maitrisés comme énoncé dans le paragraphe précèdent, il faut s’affranchir des fuites, que ce soit huile, liquide de refroidissement ou gaz frais ou brulés, et surtout éviter les échanges internes entre ces gaz et fluides. Pour obtenir ce résultat je suis parti sur des joints métallo-fibreux pour les joints côté tubulures d’échappement (modèle utilisé sur les moteurs de moto de grosse cylindrée), et du tore en élastomère fluoré FPM pour le reste des joints statiques. Ce type d’élastomère est particulièrement adapté puisque contrairement au Nitrile standard il est très résistant à la température (250°C), aux huiles et aux produits chimiques. L’ensemble des surfaces planes sera enduit d’une pellicule de pâte type CAF haute température afin de garantir une étanchéité de type dynamique lors des mouvements (invisibles à l’œil) provoqués par les déformations progressives et anisotropes des différents composants. Enfin, l’ensemble de la visserie sera serrée au couple de serrage calculé et maintenu à la Loctite. Grâce à ceci, j’obtiendrai un ensemble homogène et robuste, apte à subir les contraintes pour lesquelles je l’ai conçu. Voici quelques chiffres et détails :

  • Soupapes admission diamètre 30.7mm et échappement 28mm.
  • Inclinaison des soupapes admission et échappement 24°
  • Volume utile interne de liquide de refroidissement 1.2litres
  • Levée maximum admissible (à la soupape) avec ressorts origine K4J/K4M 9mm
  • Augmentation de 59% en moyenne de la section de passage de soupape (à iso-levée) par rapport à une 8 soupapes cross-flow origine Renault.
  • Valeur maximum de croisement des soupapes 7mm
  • Masse calculée assemblée/équipée 21.63 kgs
  • Matière AU4G à 88%, 12% partagés entre bronze UE9P, 100C6, XC48, 40NCD6, FKM
  • Etat d’avancement et conclusion partielle

L’objectif premier est de fabriquer, assembler, tester et éprouver un prototype. Vraisemblablement celui-ci sera monté avec des périphériques et un bloc complet de Renault 5 Alpine Turbo, afin de comparer facilement avec un modèle d’origine, et aussi le soumettre à la suralimentation (même faible). Si pas de souci particulier avec le démarrage et le passage au banc s’en suivra une phase de test plus longue afin de valider en fatigue, avec des cycles successifs de montée/descente en température/pression, à la manière des courbes Wöhler. Si problème(s), alors analyse de la ou des causes racines et action corrective. Sur le papier, le modèle tient le cahier des charges. Il résulte d’un travail intensif de développement mené sur un peu plus de 14 mois. Actuellement quelques éléments ont été fabriqués, une partie des pièces dites commerces sont approvisionnées. La suite devrait suivre son cour assez rapidement. A noté que mes dessins sont déposés en nom propre à l’INPI. Cette synthèse est une vue condensée  et résumée de la totalité des calculs, dessins et essais divers que j’ai pu mener tout ou long de son développement.

Culasse et basculeur réalisés par Mespiecesauto
Extrait du dépôt INPIT
  • Annexes de calcul ( partiel bien entendu)

Mespiecesauto continue de fabriquer les pièces de ces moteurs prototypes, afin d’arriver à un montage assez rapidement et nous vous tiendrons informé de la suite bientôt

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