Brevet FR2585072A1 — publié le 19870123

Perfectionnements aux moteurs à combustion interne surali- mentés. L'invention est relative aux moteurs à combustion interne à chambres de travail de volume variable munies chacune d'au moins une entrée d'air et d'au moins une sortie de gaz, ces moteurs étant sura- limentés par un groupe turbocompresseur comportant au moins un compresseur entraîné mécaniquement par au moins une turbine, chacu- ne des susdites entrées d'air communiquant avec la sortie d'air du compresseur alors que chacune des susdites sorties de gaz communi- que par une tubulure de gaz avec au moins un collecteur de gaz relié à l'entrée de gaz de la turbine, lesquels moteurs comportent, en outre, un conduit de dérivation qui relie la sortie d'air du compres- seur à l'entrée de gaz de la turbine en court-circuitant les chambres de travail et qui est muni de moyens d'étranglement à section de passage variable agencés de manière à engendrer une perte de charge telle que la différence de pression qui en résulte entre la sortie du compresseur et l'entrée de la turbine ne dépende pratiquement que de la valeur de la pression régnant à la sortie d'air du compresseur. Dans les moteurs à combustion interne suralimentés, on cher- che à obtenir une puissance maximale avec un débit d'air de surali- mentation minimal et un rendement maximal. Parmi les facteurs de perte de tels moteurs, I'un des plus importants réside dans le fait que l'on ne sait pas récupérer la tota- lité de l'énergie utilisable dans les chambres de travail à la fin de la course de détente. Cette énergie utilisable est très importante en comparaison de l'énergie mécanique recueillie sur l'arbre du moteur. Elle peut atteindre jusqu'à 20 % de cette dernière. Du fait de l'échauffement des gaz provoqué par la combustion du combustible dans les chambres de travail, la pression régnant dans cellesci en fin de détente est beaucoup plus élevée que la pression régnant dans les chambres de travail au début de la course de compression. A titre d'exemple, si la température de l'air au début de la compression (au point de volume maximal des chambres de travail, dit "Point Mort Bas" ou "PMB") est de 100 C et si cette température est de 900 C au même PMB à la fin de la course de détente, la pression est alors de 900 + 273 + 273 = 3,15 fois plus élevée que la pression régnant dans le collecteur d'admission et encore plus élevée que la pression régnant dans le collecteur de gaz. Au moment o la communication, entre les chambres de travail et le collecteur de gaz, est ouverte à la fin de la course de détente, il se produit donc une chute brutale, sans récupération de travail, de la pression régnant dans -les chambres de travail. Il en résulte une perte très importante de l'énergie utilisable qui est alors disponible dans les chambres de travail et qui représente, ainsi qu'on l'a rappelé ci-dessus, une proportion très importante de l'énergie mécanique qui est recueillie par l'arbre du moteur. Il est bien connu qu'un moyen d'améliorer les performances du moteur (par augmentation de la puissance utile et du rendement et par réduction corrélative du débit d'air spécifique) consiste à réduire cette perte de l'énergie utilisable disponible à l'échappement du mo- teur en perfectionnant la liaison entre les chambres de travail et le collecteur de gaz du moteur. L'énergie utilisable disponible dans les chambres de travail à la fin de la course de détente peut être partiellement récupérée en associant au moteur à combustion interne un turbocompresseur de suralimentation. Bien que l'invention s'applique à tout moteur à combustion interne, qu'il soit à allumage commandé ou à allumage par compres- sion, à quatre temps ou à deux temps, elle sera décrite ici, pour faciliter l'exposé, dans le cadre des moteurs à quatre temps surali- mentés par turbocompresseur. Pour ces moteurs, il est connu de récupérer partiellement l'énergie utilisable qui est disponible dans les chambres de travail en fin de détente en faisant communfiquer celltes- ci, à l'aide de tubulures de gaz, avec au moins un collecteur de- gaz qui aboutit à l'entrée de la turbine. Compte tenu de la température des gaz à l'entrée de la turbine, il est possible à celle-ci d'entrraîner le compresseur d'air avec un taux de détente notablement inférieur au rapport de pression du compresseur, et ceci d'autant plus que le rendement global du turbocompresseur est plus élevé (ce rendement global étant le produit des rendements isentropiques individuels du compresseur et de la turbine et du rendement mécanique et volumétri- que du turbocompresseur). Lorsque le volume du collecteur de gaz est élevé, si on le compare par exemple à la cylindrée totale des chambres de travail, la vitesse d'écoulement des gaz dans ce collecteur est faible et la pres- sion totale (statique + dynamique) P3 des gaz à l'entrée de la turbine est sensiblement la même que la pression statique P5 régnant dans le collecteur de gaz. On a ainsi réalisé un collecteur dit "à pression constante". De ce fait, le moteur à quatre temps aspire de l'air pendant la course d'aspiration à une pression nettement supérieure à la pression régnant dans le collecteur de gaz; le travail de refoule- ment des gaz pendant la course d'échappement sera donc inférieur au travail reçu par le piston pendant la course d'aspiration. Ce travail positif de transvasement, qui vient s'ajouter au travail positif déve- loppé pendant le cycle moteur (compression - détente), est en fait prélevé sur l'énergie utilisable disponible dans les chambres de travail en fin de détente. Une telle récupération est donc en relation directe avec la différence relative P'2 - P3 Pe2 entre les pressions P'2 et P3 régnant respectivement dans les cottec- teurs d'air et de gaz, aux bornes donc des chambres de travail du moteur. A titre d'exemple, en réalisant un groupe de suralimentation avec des turbocompresseurs modernes à haut rendement global (de l'ordre de 70 %) disposés en deux étages de compression en série, avec refroidissement intermédiaire à 45 C, il est possible de compri- mer l'air de suralimentation à 10 bars absolus en entraînant les tur- bines, également disposées en série, avec des gaz à 650 C de tempé- rature totale et une pression totale absolue de 5 bars seulement. Avec de tels ensembles, on dispose ainsi d'une différence de pression de APm = 5 bars aux bornes du moteur et d'une énergie potentielle récupérable sur l'arbre du moteur de: (Pl2 x Cyl) - (P3 x Cyl) = APm x Cyl o Cyl représente la cylindrée, c'est-à-dire la différence entre le volume maximal et le volume minimal des chambres de travail. Cette énergie directement récupérable sur l'arbre du moteur, qui s'ajoute à celle recueillie pendant le cycle moteur du fait de la combustion interne du combustible introduit dans les chambres de travail, constitue une énergie gratuite qui augmente la puissance du moteur, réduit le débit d'air spécifique (en kg d'air par kW.h fourni) et donc la taille et le coût des organes assurant la suralimentation et finalement augmente le rendement de l'installation en diminuant la consommation spécifique de carburant. Compte tenu de la température des gaz disponible à l'entrée de la turbine et du rendement global du turbocompresseur, cette énergie potentielle récupérable peut encore être accrue si l'on observe que les pistons se déplaçant dans les chambres de travail du moteur ne sont sensibles, pendant les courses d'admission et de refoulement, qu'aux pressions statiques (et non totales) régnant respectivement en amont et en aval de ces chambres, les vitesses des pistons étant en effet de l'ordre de 10 m/s, c'est-à-dire très faibles devant la vitesse du son. Si l'on organise la communication entre la sortie des cham- bres de travail et l'entrée de la turbine pour que la colonne de gaz circulant dans le collecteur de gaz soit mise en vitesse à un nombre de Mach élevé (c'est-à-dire de 0,3 au moins, pouvant atteindre ou même dépasser 0,8), la pression statique régnant dans le collecteur d'échappement sera abaissée de façon notable. A titre d'exemple, la mise en vitesse, jusqu'au nombre de Mach de 0,75, d'une colonne de gaz dont la pression totale est de bars et la température totale est de 650 C, abaissera la pression statique à la valeur absolue de 3,5 bars. L'abaissement de la tempé- rature sera, quant à lui, de 780 C, la température statique de l'écou- lement dans le collecteur de gaz étant donc de 572 C. En revanche, le turbocompresseur est par essence une machi- ne qui est sensible aux pressions et températures totales, en raison des vitesses d'écoulement qui y atteignent des nombres de Mach voisins de l'unité. Dans le cas traité ci-dessus à titre d'exemple, si la pression totale et la température totale sont maintenues respective- ment à 5 bars (pression absolue) et à 650 C, la pression de l'air disponible dans le collecteur d'admission du moteur (dans la mesure o ce collecteur est dimensionné pour que les vitesses de l'air y restent faibles) restera égale à 10 bars. La différence de pression statique aux bornes du moteur passera donc de 10 - 5 = 5 bars à - 3,5 = 6,5 bars, en augmentant ainsi de 30 % l'énergie récupéra- ble à l'échappement du moteur. L'énergie nécessaire à la mise en vitesse de la colonne de gaz circulant dans le collecteur de gaz est prélevée sur l'énergie utilisable disponible dans les chambres de travail à la fin de la course de détente. Une organisation de la communication entre les chambres de travail et l'entrée de la turbine du type évoqué ci-dessus, susceptible de provoquer efficacement cette mise en vitesse de la colonne de gaz dans le collecteur d'échappement, est connue et a été décrite par exemple dans les FR-A 2 378 178, 2 415 200 et 2 478 736. Une telle organisation nécessite les caractéristiques construc- tives suivantes A - Une liaison extrêmement courte et de faible volume entre la sortie des chambres de travail et le collecteur de gaz, grâce à des tubulures en forme de tuyères convergentes dont le rapport de section entre l'entrée (côté chambre de travail) et la sortie (côté collecteur) est de préférence voisin de 2 et dont la sortie est orientée selon le sens de l'écoulement dans le collecteur de gaz. Le très faible volume et l'étranglement de la section de passage de ces tubulures ont pour effet de favoriser la récupération de l'énergie disponible dans les chambres de travail au début de la phase d'échappement. La pression dans la tubulure s'élève en effet très rapidement dès l'ouverture de l'organe distributeur d'échappement et se rapproche ainsi de la pression régnant dans la chambre de travail, ce qui réduit considérablement la perte d'énergie par laminage au passage dudit organe distributeur. L'énergie utilisable disponible dans les chambres de travail en fin de détente est ainsi préservée de façon maximale. L'accélération dans la tubulure convergente et l'orientation de celle-ci selon le sens de l'écoulement dans le collecteur de gaz permet de conver- tir efficacement cette énergie potentielle en énergie cinétique contribuant à accélérer la colonne de gaz qui s'écoule dans ledit collecteur. B - Le regroupement de l'échappement d'une pluralité de chambres de travail dans un collecteur de gaz dont le diamètre est faible par rapport au diamètre du piston (généralement de l'ordre de la moitié). Le dimensionnement du collecteur peut être exprimé ainsi Se = (n. Sp) x Vp x p'2 x _, relation dans laquelle Ve P5 2k Se = section du collecteur de gaz Sp = surface transversale de chaque piston n = nombre de pistons n.Sp = s urface transversale totale des pistons dont les cylindres sont reliés à un même collecteur de gaz Vp = vitesse moyenne de chaque piston Ve = vitesse des gaz à l'extrémité aval du collecteur de gaz P'2 = densité de l'air d'admission p5 = densité des gaz d'échappement = coefficient de débit du moteur (compris entre 0,5 et 1,2) k = 1 (moteur à deux temps) ou 2 (moteur à quatre temps); le nombre de Mach de l'écoulement des gaz, à l'extrémité aval du collecteur, étant: = Ve, o a5 a5 V1,33 x 287 x T5 avec T5 = température d'échappement en K, Si T5 = 8730K (6000 C), a5 = 577 m/s, ' = 0,3 et Ve = 173 mis. C - Le réglage de l'ordre d'allumage des différentes chambres de travail regroupées sur le même collecteur de gaz de façon à organiser une injection de quantité de mouvement, en provenance de chaque chambre de travail, la plus régulière possible et la moins perturbatrice de l'échappement d'une chambre sur l'autre. D -Une liaison, aussi simple et courte que possible, entre l'extrémité aval (dans le sens de l'écoulement des gaz) et l'entrée de la turbine pour éviter au maximum les pertes de pression totale de l'écoulement à grande vitesse, soit par frottement, soit par acci- dent de parcours (courbure, ou variation brusque de section); à titre d'exemple, la perte de pression totale par frottement d'un écoulement de gaz, ayant un nombre de Mach égal à 0,7, est de l'ordre de 1 % par unité de longueur égale au diamètre du collec- teur. E - L'interposition éventuelle, entre l'extrémité aval du collecteur de gaz et l'entrée de la turbine, d'un diffuseur capable de ralentir l'écoulement à un nombre de Mach de l'ordre de 0,25. Mais constatant que l'écoulement sera alors à nouveau accéléré jusqu'au nombre de Mach de l'ordre de 1 (généralement dans un anneau de tuyères fixes, appelé "distributeur") avant de péné- trer dans la roue de turbine, il est clair qu'il peut être préfé- rable de supprimer ce ralentissement dans le diffuseur puis l'accélération dans le distributeur en remplaçant la susdite carac- téristique E) par la suivante: E' - L'organisation du carter d'entrée des gaz à la turbine pour maintenir sensiblement constante la vitesse des gaz jusqu'à leur entrée dans la roue de détente de la turbine. L'organisation de la liaison entre les chambres de travail et la roue de détente de la turbine, du type décrit ci-dessus, permet de récupérer une part importante de l'énergie utilisable disponible dans les chambres de travail à la fin de la course de détente. Il est connu par ailleurs que l'utilisation de turbocompres- seurs à très hautes performances et à rapports de pression élevés pose de délicats problèmes d'adaptation à un moteur à combustion interne à chambres de combustion de volume variable, en particulier pour éviter le phénomène indésirable du pompage du turbocompresseur qui se produit lorsque le compresseur a été réglé pour travailler dans sa zone de rendement maximal. Ce phénomène peut être éliminé par l'adjonction d'un conduit de dérivation qui relie la sortie d'air du compresseur à l'entrée de gaz de la turbine en court-circuitant les chambres de travail et qui est muni de moyens d'étranglement à section de passage variable, agencés de manière à engendrer une perte de charge telle que la différence de pression qui en résulte entre la sortie du compresseur et l'entrée de la turbine ne dépende pratiquement que de la valeur de la pression régnant en un point quelconque du circuit reliant la sortie d'air du compresseur à l'entrée de gaz de la turbine. Cette solution a été décrite notamment dans les US- A-3 388 894, 4 125 999 et 4 233 815. Ainsi qu'il ressort du premier paragraphe de la descrip- tion de la présente demande, c'est à des moteurs équipés d'un tel conduit de dérivation que l'invention est relative. Par ailleurs, si l'on veut réaliser un moteur qui puisse déli- vrer une puissance élevée en acceptant des pressions d'air de surali- mentation très élevées (supérieures à 5 bars et pouvant atteindre ou même dépasser 10 bars), sans surcharge mécanique, il est connu d'abaisser son rapport volumétrique de compression effectif (t'est- à-dire le rapport entre le volume des chambres de travail au début de la compression et le volume minimal de celles-ci) à des valeurs qui peuvent être égales, voire inférieures, à 7. Dans ce cas, le moteur connaît des difficultés de démarrage et de fonctionnement à faible puissance qui peuvent être éliminées par l'adjonction d'une chambre de combustion auxiliaire qui est alimentée en air frais par l'intermé- diaire du conduit de dérivation et qui permet au turbocompresseur de fonctionner indépendamment du moteur, voire à l'arrêt de celui-ci si le turbocompresseur est équipé de moyens de démarrage autonomes. Une telle solution est décrite par exemple dans les FR-A 2.179.310, 2.222. 537, 2.265.979 et 2 472.082. Ainsi qu'il ressortira de ce qui suit, I'invention concerne de préférence, mais non exclusivement, des moteurs équipés d'une telle chambre de combustion auxiliaire. La combinaison des deux techniques rappelées ci-dessus et décrites respectivement dans les FR-A-2 378 178, 2 415 200 et 2 478 736 et dans les US-A-3 388 894, 4 125 999 et 4 233 815, qui permettrait de réaliser des moteurs ayant à la fois de très fortes puissances spécifiques et des rendements élevés, pose toutefois des problèmes techniques qui n'ont pu être résolus jusqu'ici de façon satisfaisante. L'invention a essentiellement pour but de résoudre ces problè- mes techniques. A cet effet, I'invention a pour objet un moteur à combustion interne à chambres de travail de volume variable munies chacune d'au moins une entrée d'air et d'au moins une sortie de gaz, ce moteur étant suralimenté par un groupe turbocompresseur comportant au moins un compresseur entraîné mécaniquement par au moins une turbine, chacune des susdites entrées d'air communiquant avec la sortie d'air du compresseur alors que chacune des susdites sorties de gaz communique par une tubulure de gaz avec au moins un collecteur de gaz relié à l'entrée de gaz de la turbine, lequel moteur comporte, en outre, un conduit de dérivation qui relie la sortie d'air du compresseur à l'entrée de gaz de la turbine en court- circuitant les chambres de travail et qui est muni de moyens d'étranglement à section de passage variable, agencés de manière à engendrer une perte de charge telle que la différence de pression qui en résulte entre la sortie du compresseur et l'entrée de la turbine ne dépende pratiquement que de la valeur de la pression régnant à ladite sortie d'air du compresseur, essentiellement caractérisé en ce que, en combinaison: a - le collecteur de gaz a une section sensiblement constante et suffisamment faible pour que, en fonctionnement au régime nominal de rotation du moteur, la vitesse de l'écoulement des gaz dans le collecteur, directement en aval de la dernière jonction avec lesdi- tes tubulures, soit au moins égale au nombre de Mach de 0,3; b - la jonction entre le conduit de dérivation en aval des moyens d'étranglement et l'entrée de gaz de la turbine est située en amont, dans le sens de l'écoulement des gaz provenant des cham- bres de travail et circulant dans le collecteur de gaz, de la première jonction dudit collecteur avec lesdites tubulures; c - les susdits moyens d'étranglement sont agencés de manière que la somme des forces, dues à la perte de charge qu'ils engendrent et s'appliquant sur ces moyens d'étranglement, soit compensée par une force d'équilibrage telle que la résultante de ces forces soit pratiquement nulle;et d - les susdits moyens d'étranglement sont reliés à un organe de commande sensible à un premier paramètre de fonctionnement du moteur relié de façon biunivoque à la pression totale régnant directement à la sortie du compresseur et à un deuxième paramè- tre de fonctionnement du moteur relié de façon biunivoque à la pression totale régnant directement en amont de la turbine, lequel organe de commande est agencé de telle manière d'une part qu'il tende à fermer les moyens d'étranglement lorsque ces deux pres- sions tendent à se rapprocher l'une de l'autre et réciproquement tende à ouvrir lesdits moyens d'étranglement lorsque ces pres- sions tendent à s'écarter l'une de l'autre et d'autre part que la différence de ces pressions ne dépende essentiellement que de la pression totale régnant à la sortie du compresseur et varie dans le même sens que cette pression totale. De préférence, les susdites tubulures ont chacune la forme d'une tuyère convergente dont la sortie, à la jonction avec le collec- teur de gaz, est orientée selon le sens d'écoulement des gaz dans ce collecteur. La caractéristique partielle (a) qui vient d'être définie a pour effet d'abaisser la pression statique dans le collecteur de gaz et permet, comme expliqué ci-dessus, de récupérer une proportion importante de l'énergie utilisable disponible dans les chambres de travail du moteur. La caractéristique partielle (b), selon laquelle la jonction 1l entre la partie aval du conduit de dérivation et l'entrée de la turbine est localisée dans une partie du collecteur o la vitesse d'écoulement des gaz est minimale lors du fonctionnement du moteur à son régime de rotation nominal, a pour effet de diminuer les pertes de charge et d'empêcher que soit perturbé l'écoulement à grande vitesse en prove- nance du collecteur de gaz. Lors du fonctionnemert du moteur au régime de rotation nominal, l'effet d'éjection provoqué par l'injection de quantité de mouvement, provenant de chaque chambre de travail, dans le collec- teur de gaz spécialement agencé à cet effet, est maximal de telle sorte que la pression statique régnant en tête de ce collecteur est minimale, c'est-à-dire précisément au point de jonction aval entre le conduit de dérivation et le collecteur de gaz. La différence de pression s'exer- çant de part et d'autre des moyens d'étranglement (en position de fermeture maximale) du conduit de dérivation est de ce fait maximale. Inversement, lors du fonctionnement du moteur au régime de ralenti, voire à l'arrêt du moteur si celui-ci est équipé d'une chambre de combustion auxiliaire, I'effet d'éjection décrit ci-dessus est mini- mal, voire nul. Dans ce cas, la majeure partie (ralenti) ou la totalité (arrêt du moteur) de l'écoulement dans le collecteur de gaz transite par le conduit de dérivation, à travers les moyens d'étranglement de celui-ci en position d'ouverture maximale. Dans cette situation, la perte de pression totale, par frottement et accidents de parcours de l'écoulement tout le long du collecteur de gaz, sera maximale et, de ce fait, la pression statique régnant en tête du collecteur de gaz, c'est- à-dire au point de jonction avec le conduit de dérivation, sera maxi- male, de telle sorte que la différence de pression, s'exerçant de part et d'autre des moyens d'étranglement du conduit de dérivation, sera minimale. On voit que cette différence de pression statique peut varier dans de grandes proportions, du simple au double voire davantage, selon le régime de fonctionnement du moteur. Or on sait par ailleurs que, pour que le turbocompresseur puisse fonctionner à son rendement maximal sans rencontrer le problè- me de pompage du compresseur, il est nécessaire que la différence entre la pression totale régnant à la sortie du compresseur et la pression totale régnant à l'entrée de la turbine soit pratiquement insensible aux variations du régime de rotation du moteur et ne dépende pratiquement que de la valeur de la pression totale régnant à la sortie du compresseur. Cette condition est donc antinomique avec la localisation des moyens d'étranglement du conduit de dérivation. Il y avait donc là un préjugé technique à vaincre, ce qui démontre l'activité inventive de la solution conforme à l'invention et plus particulièrement de ses caractéristiques partielles (c) et (d). En particulier, grâce à la caractéristique partielle (c), les moyens d'étranglement sont rendus insensibles à la différence de pression statique qu'ils engendrent du fait du débit les traversant. Quant à la caractéristique partielle (d), elle permet de réali- ser la condition de fonctionnement optimale du turbocompresseur sans risque de pompage du compresseur, quel que soit le régime de fonc- tionnement du moteur. Selon une première solution particulièrement avantageuse, l'organe de commande susvisé est constitué par un piston délimitant aux moins deux chambres de volume variable dont l'une communique avec une première cavité o règne une pression statique qui varie de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale régnant immédiatement à l'entrée de la turbine et dont l'autre communique avec une deuxième cavité o règne une pression P2* qui varie de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale qui règne à la sortie du compresseur en amont des susdits moyens d'étranglement, cette pression P2* étant égale à une fraction de la pression P2. Selon une deuxième solution également avantageuse, I'organe de commande susvisé est constitué par un piston différentiel compor- tant au moins trois surfaces d'action mobiles ou déformables de sec- tions différentes, dont celle de plus grande section délimite une chambre de volume variable qui communique avec une première cavité o règne une pression statique variant de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale régnant immédiatement en amont de la turbine et dont les deux autres surfaces d'action délimitent deux autres chambres de volume variable dont l'une communique avec une deuxième cavité o règne une pression statique sensiblement égale à la pression totale r,'-gnant!a sortie du compresseur, en amont des susdits rnovers d'ótranglement, et l'autre communique avec une troi- sième cavité ou règne une prc'sion de référernce P*. De préférence, la première cavité susvisée est constituée par Il'espace situé en aval du distributeur de la turbine et en amont de la roue de ladite turbine. Selon une variante relative à un moteur dont le groupe turbocompresseur comporte au moins une première et une deuxième turbines disposées en série, la première cavité peut être constituée par la liaison entre la sortie de la première turbine et l'entrée de la deuxième turbine. L es deux solutions exposées ci-dessus permettent de réaliser, avec le maximum de simplicité, la condition de fonctionnement optimal du turbocompresseur sans risque de pompage, quel que soit le régime de fonctionnement du moteur. Ainsi qu'exposé ci-dessus, I'invention est applicable de préfé- rence, mais non exclusivement, aux moteurs à combustion interne, du type défini ci-dessus, dont le conduit de dérivation comporte une chambre de combustion auxiliaire. Dans ce cas, la chambre de combustion auxiliaire étant consti- tuée d'une zone primaire de combustion et d'une zone secondaire de dilution située en aval de ladite zone primaire, le moteur conforme à l'invention peut en outre être caractérisé en ce que le conduit de dérivation est divisé en au moins deux branches dont la première alimente en air ladite zone secondaire et est munie des susdits moyens d'étranglement, désignés ci-après par "premiers moyens d'étrangle- ment", et dont la deuxième alimente en air ladite zone primaire et est munie de deuxième moyens d'étranglement à section de passage varia- ble indépendamment de celle des premiers moyens d'étranglement. De préférence, les deuxièmes moyens d'étranglement sont reliés à un deuxième organe de commande agencé pour faire varier la section de passage des deuxièmes moyens d'étranglement en fonction de la pres- sion de l'air régnant à la sortie du compresseur et selon une loi 6tablie, l'avancp. Infin, selon (in perfectionnement qui permet de simplifier notablement I. construction, les susdites tubulures sont constituées respectiver;,enrt par des tuyères coniques concentriques au collecteur de gaz et l'ensemble du collecteur et des tubulures est constitué de tronçons tous semblables comportant chacun, d'une part, une âme cylindrique qui possède sensiblement le diamètre du collecteur de gaz et dont l'extrémité amont, dans le sens de l'écoulement des gaz, communique soit avec la sortie de gaz du tronçon précédent s'il en existe, soit avec le conduit de dérivation lorsqu'il s'agit du premier tronçon dans le sens de l'écoulement des gaz et, d'autre part, une enveloppe concentrique délimitant une cavité qui communique avec la sortie de gaz de l'une des chambres de travail et qui coopère avec I'extrémité aval de l'âme cylindrique pour former une tuyère concen- trique. Dans le cas o le conduit de dérivation comporte une cham- bre de combustion auxiliaire constituée d'une zone primaire de com- bustion et d'une zone secondaire de dilution située en aval de ladite zone primaire, I'extrémité amont du premier tronçon communique avec la sortie de gaz de ladite zone secondaire de dilution. L'invention va être maintenant décrite plus en détail à l'aide des dessins annexés qui en illustrent schématiquement des modes de réalisation préférés. La figure 1 de ces dessins représente schématiquement un moteur à combustion interne établi conformément à un premier mode de réalisation de l'invention, dont les moyens d'étranglement du conduit de dérivation sont assujettis à une commande électrique. Les figures 2, 3 et 4 représentent schématiquement un moteur à combustion interne établi selon trois autres modes de réalisation de I'invention, dont les moyens d'étranglement du conduit de dérivation sont assujettis à diverses commandes pneumatiques. Les figures 5, 6 et 7 illustrent diverses façon de prélever la pression P3. La figure 8 représente partiellement un moteur à combustion interne établi conformément à un cinquième mode de réalisation de l'invention et muni d'une chambre de combustion auxiliaire. La figure 9 représente schématiquement un moteur à combus- tion interne établi conformément à un sixième mode de réalisation de l'invention et muni lui aussi d'une chambre de combustion auxiliaire. La figure 10 représente, à plus grande échelle, un détail de la figure 9. Les figures 11 et 12 illustrent le fonctionnement du mode de réalisation des figures 9 et 10, par des diagrammes des vitesses et des pressions le long du collecteur de gaz, respectivement lorsque les premiers moyens d'étranglement sont fermés et ouverts au maxi- mum. Le moteur Diesel suralimenté 1, qui est représenté schémati- quement à la figure 1, comprend des chambres de travail 2 de volume variable qui sont constituées en général chacune par un cylindre dont le volume est rendu variable par le déplacement d'un piston. Chacu- ne de ces chambres de travail est munie d'une entrée d'air (non montrée) et d'une sortie de gaz 3. Le moteur 1 est suralimenté par un groupe turbocompresseur 4 essentiellement constitué d'une turbi- ne 5 et d'un compresseur 6 dont la sortie 7 communique avec l'entrée d'air de chacune des chambres de travail 2 par l'intermédiaire d'au moins un collecteur d'admission 8. Un refroidisseur d'air de surali- mentation 9 est généralement disposé en amont de ce collecteur d'ad- mission 8. Le compresseur 6 est entraîné mécaniquement, par exemple par l'intermédiaire d'un arbre 10, par la turbine 5 dont l'entrée de gaz 11 est reliée à la sortie de gaz 3 des chambres de travail 2 par I'intermédiaire de tubulures de gaz individuelles 12 et d'au moins un collecteur de gaz 13. Le moteur 1 comporte un conduit de dérivation 14 qui est muni de moyens d'étranglement 15 à section de passage variable et qui fait communiquer la sortie d'air 7 du compresseur 6 avec l'entrée de gaz 11 de la turbine 5 en court-circuitant les chambres de travail 2. Les moyens d'étranglement 15 sont agencés de manière à engendrer une perte de charge P2 - P7 (P2 et P7 étant les pressions régnant respectivement de part et d'autre des moyens d'étranglement 15) telle que la différence qui en résulte entre la pression totale P2 régnant à la sortie 7 du compresseur 6 et la pression totale P3 régnant à l'en- trée 11 de la turbine 5 soit pratiquement indépendante du rapport entre le débit d'air dans le conduit de dérivation 14 et le débit déli- vré par le compresseur 6 mais qui varie dans le même sens que la susdite pression P2. Cela étant conformément à l'invention, le collecteur de gaz 13 a une section sensiblement constante et suffisamment faible pour que, en fonctionnement au régime normal de rotation du moteur 1, la vitesse de l'écoulement de gaz dans ce collecteur 13, directement en aval de la dernière jonction 16 avec les tubulures 12, soit au moins égale au nombre de Mach de 0,3. Par "dernière jonction'" on entend ici celle qui est désignée par 16 et qui est atteinte la dernière par les gaz qui circulent dans le collecteur 13. Par exemple, pour un moteur à 4 temps à 12 cylindres, dont l'alésage est de 160 mm et dont la vitesse moyenne des pistons au régime de rotation nominal est de 10 m/s, alimenté par de l'air à 10 bars et à 60 C et dont le collecteur de gaz est parcouru par des gaz à 600 C sous 5 bars, ce collecteur aura un diamètr:r e àre 84 mm (A> 0,3) ou à 55 mm ( 0,7). De plus, la jonction 17 entre le conduit de dérivation 14, en aval des moyens d'étranglement 15, et l'entrée de gaz 11 de la turbi- ne 5 est située en amont, dans le sens de l'écoulement des gaz prove- nant des chambres de travail 2 et circulant dans le collecteur de gaz 13, de la première jonction 18 du collecteur 13 avec les tubulu- res 12. Les moyens d'étranglement 15 sont agencés de manière que la somme des forces, dues à la perte de charge qu'ils engendrent et s'appliquant sur ces moyens d'étranglement 15, soit compensée par une force d'équilibrage telle que la résultante de ces forces soit pratiquement nulle. Ces moyens d'étranglement 15 peuvent être par construction insensibles à la perte de charge qu'ils engendrent sur le débit qui les traverse - tels une vanne-guillotine, un boisseau glissant ou tour- nant. Ils peuvent être également par construction soumis à des forces antagonistes, du fait de la perte de charge qu'ils engendrent, et qui s'annulent pratiquement, comme par exemple une vanne-papillon équilibrée. Ils peuvent être également sensibles à la perte de charge qu'ils engendrent, comme un clapet à siège par exemple, maisreliés mécaniquement à un organe d'équilibrage qui compense par construc- * tion la force résultant de l'action de la perte de charge sur les mo- yens d'étranglement par une force antagoniste de même amplitude. Les moyens d'étranglement 15 sont reliés à un organe de commande sensible à un premier paramètre de fonctionnement du moteur 1 relié de façon biunivoque à la pression totale P2 régnant directement à la sortie du compresseur 6 et à un deuxième paramètre de fonctionnement du moteur I relié de façon biunivoque à la pression totale P3 régnant directement en amont de la turbine 5. Cet organe de commande, qui sera décrit plus en détail ci-après, est agencé de telle manière, d'une part, qu'il tende à fermer les moyens d'étrangle- ment 15 lorsque ces deux pressions tendent à se rapprocher l'une de l'autre et réciproquement tende à ouvrir les moyens d'étranglement 15 lorsque ces pressions tendent à s'écarter l'une de l'autre et d'autre part que la différence de ces pressions ne dépende essentiellement que de la pression totale régnant à la sortie du compresseur 6 et varie dans le même sens que cette pression totale. Selon le mode de réalisation de la figure 1, les moyens d'é- tranglement 15 sont constitués par un volet équilibré 22 calé sur un axe rotatif 23 et l'organe de commande est constitué par un moteur électrique réversible 19 qui entraîne l'axe 23 par l'intermédiaire d'une transmission mécanique, laquelle a été représentée à titre d'exemple comme comprenant un pignon 20 calé sur l'arbre du moteur électri- que 19 et par une crémaillère 21 engrenant avec ce pignon 20 et relié à I'axe 23 du volet 22. Le moteur électrique 19 est alimenté en courant variant dans le même sens que la valeur de l'écart = AP- APo par l'intermédiaire d'un comparateur 24 dont les entrées 24a et 24b reçoivent respectivement de comparateurs 25 et 26 des signaux représentatifs respectivement des différences A P- P2-P3 et LPo = f(P2). Selon le mode de réalisation de la figure 2, l'organe de com- mande susvisé est constitué par un piston 27 délimitant, dans un cylindre 28, deux chambres de volume variable 29 et 30 dont l'une, 29, communique avec une première cavité (capteur de pression) 31 o règne une pression statique qui varie de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale P3 et dont l'autre, 30, communique avec une deuxième cavité 32 o règne une pression P2* qui varie de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale P2 cette 2' pression P2* étant une fraction de la pression P2. A cet effet, la cavité 32 peut communiquer, par l'intermédiaire d'un premier orifice calibré 33, avec une chambre 34 o règne la pression P2 et par l'intermédiaire d'un deuxième orifice calibré 35, avec l'atmosphère. Dans ce cas, P3 = P2* = kP2 et AP = P2-P3 = (1-k) P2' La tige 27a du piston 27 est reliée aux moyens d'étranglement 15 comme la cré- maillère 21 du mode de réalisation de la figure 1. Selon les modes de réalisation des figures 3 et 4, I'organe de commande est constitué par un piston différentiel 36 comportant trois surfaces d'action mobiles de sections différentes, dont celle de plus grande section 37 délimite une chambre de volume variable 38 qui communique avec une première cavité 31 o règne une pression stati- que variant de façon biunivoque dans le même sens que la pression P3 et par exemple égale à cette pression P3 et dont les deux autres surfaces d'action délimitent deux autres chambres de volume variable 41 et 42 dont l'une 41 communique avec une deuxième cavité 43 o règne une pression statique sensiblement égale à la pression totale régnant à la sortie du compresseur 6, en amont des moyens d'étran- glement 15, et l'autre 42 communique avec une troisième cavité 44 o règne une pression de référence P*. En général, le piston différentiel 36 délimite par ses deux extrémités, à l'intérieur d'un cylindre différentiel 39, une chambre de grande section 38 et une chambre de petite section ainsi qu'une chambre intermédiaire dont la surface d'action est constituée par la différence entre les sections des deux chambres extrêmes. Selon le mode de réalisation de la figure 3, la chambre 41 est la chambre extrême opposée à la chambre 38 tandis que la chambre 42 est la chambre intermédiaire. Si on désigne par S et s respective- ment les surfaces de grande section et de petite section du piston différentiel 36, l'équilibre du piston 36 s'exprime par les égalités suivantes: P3.S = P2.s + P* (S - s) I P = P - P = (P - P*) xS - s S Selon le mode de réalisation de la figure 4, la chambre 41 est la chambre intermédiaire tandis que la chambre 42 est la chambre extrême opposée à la chambre 38. L'équilibre du piston 36 s'exprime par les égalité suivantes: P3.S = P*.s + P (S - s) AP = P2 - P3= (P2 - P*) x s S Les figures 5, 6 et 7 illustrent diverses facçons de constituer ce qu'il est convenu d'appeler la "première cavité" o est prélevée une pression statique variant de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale P3 régnant immédiatement en amont de la turbi- ne 5. A la figure 5, on a représenté une turbine 5 à un seul étage avec son diffuseur 45, son distributeur 46 et son rotor 47, le diffu- seur 45 assurant une augmentation progressive de la section et par conséquent un ralentissement de l'écoulement. Dans ce cas, la pres- sion P3 est prélevée par un tuyau 48 à l'entrée du rotor 47, en aval du distributeur 46. A la figure 6, on a représenté également une turbine 5 à un seul étage mais sans distributeur, avec un carter d'entrée de gaz dimensionné de telle manière que la vitesse des gaz y ait une valeur sensiblement constante égale à la vitesse à la sortie du collecteur de gaz 13, ce carter étant désigné par 49. Dans ce cas, la pression P3 est prélevée par un tuyau 48 à la sortie du collecteur de gaz 13. A la figure 7, on a représenté une turbine 5 à deux étages, c'est-à-dire un étage basse pression 5a et un étage haute pression 5b. Dans ce cas, la pression P3 est prélevée entre les deux étages a et 5b de la turbine 5. Dans le mode de réalisation représenté partiellement à la figure 8, le conduit de dérivation 14 comporte une chambre de com- bustion auxiliaire 50 qui est divisée, d'amont en aval, en une zone primaire de combustion 51 et en une zone secondaire de dilution 52. Cette chambre de combustion auxiliaire 50 comporte une sortie de gaz 53 qui communique avec la partie amont du collecteur 13. La zone primaire 51 comporte au moins une buse d'alimentation en combustible 58 qui est reliée par une canalisation 54 à une source de combustible sous pression (non montrée). A l'aide de deuxièmes moyens d'étran- glement 55, le débit d'air introduit dans la chambre de combustion auxiliaire 50 est reparti entre les zones primaire 51 et secondaire 52 de façon à adapter le débit d'air admis dans la zone primaire 51 au débit du combustible introduit par la buse d'alimentation 58. On pourra se reporter au FR-A-2.472.082 ainsi qu'à divers autres bre- vets de l'Etat Français pour obtenir plus de détails sur les mo;yens d'étranglement 55 et sur la chambre de combustion auxiliaire 50. On voit donc qu'au niveau de cette chambre de combustion auxiliaire 50, le conduit de dérivation 14 est divisé en deux branches dont la première 56 est munie des premiers moyens d'étranglement 15 et dont la deuxième 57 est munie des deuxièmes moyens d'étranglement 55. La chambre de combustion auxiliaire 50 mise à part, le mode de réali- sation de la figure 8 est par exemple le même que celui de la figu- re 3. De préférence, les deuxièmes moyens d'étranglement 55 sont reliés à un deuxième organe de commande 66 agencé pour faire varier la section de passage de ces deuxièmes moyens d'étranglement 55 en fonction de la pression de l'air régnant à la sortie du compresseur 6 et selon une loi établie à l'avance. Cet organe de commande 66 pourra être par exemple un piston mobile coulissant dans un cylindre 67 et délimitant deux cavités dont la première 68 est à la pression P2 et la seconde 69 communique avec une chambre 70 o règne une pression de référence réglable Pp. Le piston soumis à la différence des pressions P2 - PP est également soumis à l'action d'un ressort 71 préalablement taré à l'aide d'une butée réglable 72 de telle manière que la section de passage Sp dimi- nue lorsque la pression d'air P2 augmente selon une loi préétablie en fonction des réglages de la tension du ressort 71 et de la pression de référence Pp. Quel que soit le mode de réalisation, les tubulures 12 ont avantageusement chacune la forme d'une tuyère convergente dont la sortie, comme on peut le voir aux figures 1 à 4 et 8, à la jonction avec le collecteur 13, est orientée selon le sens d'écoulement des gaz dans ce collecteur. Pour simplifier la construction, comme représenté à la figu- re 9, les tubulures 12 sont constituées respectivement par des tuyè- res coniques 60, concentriques au collecteur de gaz 13. L'ensemble de ce collecteur 13 et des tubulures 12 est constitué de tronçons tous semblables 61 comportant chacun, d'une part, une âme cylindrique 62 et, d'autre part, une enveloppe concentrique 63. L'âme cylindrique 62 possède le diamètre du collecteur de gaz 13. L'extrémité amont (dans le sens de l'écoulement des gaz) de chaque tronçon communique soit avec la sortie de gaz du troncon préc(derit s'il en existe, soit avec le conduit de dérivation 14 lorsqu'il s'agit du premier tronçon dans le sens de l'écoulement È-s az (c'est-à-dire du tronçon inférieur à la figure 9). L'enveloppe concentrique 63 délimite une cavité 64 qui communique avec la sortie de gaz de l'une des chambres de travail 2 et qui coopère avec l'extrémité aval de l'âme cylindrique 62 pour former une tuyère concentrique. Dans le cas o le conduit de déri- vation 14 comporte une chambre Je combustion auxiliaire 50 constituée d'une zone primaire de combustion 51 et d'une zone secondaire de dilution 52 située en aval de ladite zone primaire 51, I'extrémité amont du premier tronçon communique avec la sertie de gaz de la zone secondaire 52. Des moyens d'étanchéité 65, de type connu, sont interposés entre tronçons successifs 61 et entre la zone de dilution 52 de la chambre de combustion auxiliaire 50 et le tronçon 61 situé directement en aval de cette chambre. Le reste du moteur représenté à la figure 9 est de type connu et, pour plus de détails, on pourra se reporter- par exemple au US-A-4.026.115. Selon le mode de réalisation de la figure 10 qui est un agran- dissement de la figure 9, les premiers moyens d'étranglement 15 sont du type décrit en référence aux figures 3, 4 et 8. L'organe d'étran- glement proprement dit est un boisseau cylindrique mobile et coulis- sant axialement, de même diamètre et de même axe que la chambre de combustion auxiliaire, elle-même fixe. Considérons le fonctionnement de l'installation au rapport de pression nominal des turbocompresseurs délivrant de l'air à la pres- sion: P2 = 10 bars. a - Fonctionnement en turbine à gaz, moteur arrêté (voir la figu- re 12-). La totalité de l'air fourni par le compresseur transite par le conduit de dérivation 14 et pénètre dans la zone primaire 51 de combustion à travers les seconds moyens d'étranglement 55 en position d'ouverture maximale, et dans la zone secondaire de dilution 52 à travers les premiers moyens d'étranglement 15 en position d'ouverture maximale. 7- Le d.bit de combustible dans la chambre cst également maximal grâce au réglage apprcprié de la pression de réf-rence Pp dans la chambre 70. Le collecteur de gaz 13 se comporte comme un organe passif entraînant une perte de charge par frottement et incidents de parcours de l'écoulement. La pression totale à l'entrée de la turbine est égale à: P3 = 5,9 bars. La pression totale à l'entrée du collecteur de gaz est de 8,3 bars, la perte de charge de l'écoulement dans ce collecteur étant de 8,3 - 5,9 = 2, 4 bars, soit 29 % de la pression totale d'entrée. La perte de charge créée au passage de l'air dans les premiers moyens d'étranglement 15 est de: 10 - 8,3 = 1,7 bar, soit 17 % de la pression totale de l'air délivré par le compresseur. b- Fonctionnement du moteur à la puissance nominale (vitesse et charge maximales) (voir la figure 11). Le débit d'air circulant dans le conduit de dérivation est prati- quement nul (juste suffisant pour permettre la combustion d'un débit de veilleuse dans la chambre de combustion auxiliaire), les seconds moyens d'étranglement 55 ainsi que les premiers moyens d'étranglement 15 étant en position d'ouverture minimale. L'injec- tion de quantité de mouvement par les tubulures 12 dans le collecteur de gaz 13 est maximale. Le collecteur de gaz se comporte comme un organe actif, "à perte de charge négative", en ce sens que la pression totale de l'écoulement augmente entre l'aval et l'amont. Si la pression totale de l'écoulement est là encore P3 = 5,9 bars à l'entrée de la turbine, celle-ci sera de 4 bars seulement à I'entrée du collecteur de gaz 13. L'injection de quantité de mouvement par les tubulures 12 aura ainsi généré une augmentation de la pression totale de l'écoule- ment de 1,9 bar. La Vitesse de l'écoulement à l'entrée du collecteur de gaz 13 étant nulle (le conduit de dérivation 14 étant pratiquement fermé), la pression statique dans le collecteur de gaz 13 sera égale à la pression totale soit P5 = 4 bars. La chute de pression de part et d'autre des premiers moyens d'étranglement 15 sera donc: P = P2 - P5 = 10 - 4 = 6 bars, c'est-à-dire 60 % de la pression totale de l'air délivré par le compresseur. Cette chute de pression est dans ce cas 3,5 fois plus élevée, dans ce fonctionnement au régime nominal, que dans le fonction- nement moteur arrêté, alors que la différence de pression totale entre le compresseur et la turbine n'a pas varié. Cet exemple chiffré illustre l'avantage de l'invention sur une solution du type précédemment connu, telle que décrite dans le US-A- 4.026.115, qui aurait entraîné de très grandes variations de la diffé- rence de pression P2 - P3 si l'on avait pris comme paramètres de réglage des premiers moyens d'étranglement 15 les pressions P2 et P7 régnant directement de part et d'autre des dits premiers moyens d'étranglement. Ces grandes variations de pression auraient empê- ché, comme il est connu, de faire fonctionner le turbocompresseur dans sa zone de fonctionnement optimal près de la ligne de pompage. L'invention permet cette association de l'adaptation du turbocompres- seur comme indiqué ci-dessus avec un mode de fonctionnement opti- mal, et du collecteur de gaz du type décrit ci-dessus qui permet d'abaisser la pression statique régnant dans le collecteur de gaz et par là même de réduire le travail de refoulement des gaz s'échappant des chambres de travail et donc de réduire de façon notable la consommation de combustible du moteur. REVENDICATIONS 1/ Moteur à combustion interne (1) à chambres de travail (2) de volume variable munies chacune d'au moins une entrée d'air et d'au moins une sortie de gaz (3), ce moteur (1) étant suralimenté par un groupe turbocompresseur (4) comportant au moins un compresseur (6) entraîné mécaniquement par au moins une turbine (5), chacune des susdites entrées d'air communiquant avec la sortie d'air (7) du compresseur (6) alors que chacune des susdites sorties de gaz (3) communique par une tubulure de gaz (12) avec au moins un collecteur 10.de gaz (13) relié à l'entrée de gaz (11) de la turbine, lequel moteur (1) comporte, en outre, un conduit de dérivation (14) qui relie la sortie d'air (7) du compresseur à l'entrée de gaz (11) de la turbine en court-circuitant les chambres de travail (2) et qui est muni de moyens d'étranglement (15) à section de passage variable, agencés de manière à engendrer une perte de charge telle que la différence de pression qui en résulte entre la sortie (7) du compresseur (6) et l'entrée de la turbine (5) ne dépende pratiquement que de la valeur de la pression régnant à la sortie d'air (7) du compresseur (6), caractérisé en ce que, en combinaison: a - le collecteur de gaz (13) a une section sensiblement constante et suffisamment faible pour que, en fonctionnement au régime nominal de rotation du moteur (1), la vitesse de l'écoulement des gaz dans le collecteur (13), directement en aval de la dernière jonction - avec lesdites tubulures (12), soit au moins égale au nombre de Mach de 0, 3; b - la jonction entre le conduit de dérivation (14) en aval des moyens d'étranglement (15) et l'entrée de gaz (11) de la turbine (5) est située en amont, dans le sens de l'écoulement des gaz provenant des chambres de travail (2) et circulant dans le collecteur de gaz (13), de la première jonction dudit collecteur (13) avec lesdites tubulures (12); c - les susdits moyens d'étranglement (15) sont agencés de manière que la somme des forces, dues à la perte de charge qu'ils engen- drent et s'appliquant sur ces moyens d'étranglement (15), soit compensée par une force d'équilibrage telle que la résultante de ces forces soit pratiquement nulle; et d - les susdits moyens d'étranglement (15) sont reliés à un organe de commande (19, 27, 36) sensible à un premier paramètre de fonc- tionnement du moteur (1) relié de facon biunivoque à la pression totale régnant directement à la sortie (7) du compresseur (6) et à un deuxième paramètre de fonctionnement du moteur (1) relié de façon biunivoque à la pression totale régnant directement en amont de la turbine (5), lequel organe de commande (19, 27, 36) est agencé de telle manière d'une part qu'il tende à fermer les moyens d'étranglement (15) lorsque ces deux pressions tendent à se rapprocher l'une de l'autre et réciproquement tende à ouvrir lesdits moyens d'étranglement (15) lorsque ces pression tendent à s'écarter l'une de l'autre et d'autre part que la différence de ces pressions ne dépende essentiellement que de la pression totale régnant à la sortie (7) du compresseur (6) et varie dans le même sens que cette pression totale. 2/ Moteur selon la revendication 1, caractérisé en ce que les susdites tubulures (12) ont chacune la forme d'une tuyère conver- gente, dont la sortie, à la jonction avec le collecteur de gaz (13), est orientée selon le sens d'écoulement des gaz dans ce collecteur (13). 3/ Moteur selon l'une des revendications 1 et 2, caractérisé en ce que l'organe de commande susvisé est constitué par un piston (27) délimitant au moins deux chambres de volume variable (29, 30) dont l'une (29) communique avec une première cavité (31) o règne une pression statique qui varie de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale régnant immédiatement à l'entrée (11) de la turbine (5) et dont l'autre communique avec une deuxième cavité (32) o règne une pression P2* qui varie de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale qui règne à la sortie (7) du compresseur (6) en amont des susdits moyens d'étranglement (15), cette pression P2* étant égale à une fraction de la pression P2. 4/ Moteur selon l'une des revendications 1 et 2, caractérisé en ce que l'organe de commande susvisé est constitué par un piston différentiel (36) comportant au moins trois surfaces d'action mobiles ou déformables de sections différentes, dont celle de plus grande section (37) délimite une chambre de volume variable (38) qui commu- nique avec une première cavité (31) o règne une pression statique variant de façon biunivoque dans le même sens que la pression totale régnant immédiatement en amont de la turbine (5) et dont les deux autres surfaces d'action délimitent deux autres chambres de volume variable (41, 42) dont l'une communique avec une deuxième cavité (43) o règne une pression statique sensiblement égale à la pression totale régnant à la sortie (7) du compresseur (6), en amont des susdits moyens d'étranglement (15), et l'autre communique avec une troisième cavité (44) o règne une pression de référence P*. / Moteur selon l'une des revendications 3 et 4, caractérisé en ce que la première cavité susvisée est constituée par l'espace situé en aval du distributeur (46) de la turbine (5) et en amont de la roue (47) de ladite turbine (5). 6/ Moteur selon l'une des revendications 3 et 4, dont le groupe turbocompresseur (4) comporte au moins une première et une deuxiè- me turbines (Sa, 5b) disposées en série, caractérisé en ce que la première cavité est constituée par la liaison entre la sortie de la première turbine (5a) et l'entrée de la deuxième turbine (5b). 7/ Moteur selon l'une quelconque des revendications 1 à 6, dont le conduit de dérivation (14) comporte une chambre de combustion auxiliaire (50), constituée d'une zone primaire de combustion (51) et d'une zone secondaire de dilution (52) située en aval de ladite zone primaire (51), caractérisé en ce que le conduit de dérivation (14) est divisé en au moins deux branches (56, 57) dont la première (56) alimente en air ladite zone secondaire (52) et est munie des susdits moyens d'étranglement (15), désignés ci-après par "premiers moyens d'étranglement", et dont la deuxième (57) alimente en air ladite zone primaire (51) et est munie de deuxièmes moyens d'étranglement (55) à section de passage variable indépendamment de celle des premiers moyens d'étranglement (15). 8/ Moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les deuxièmes moyens d'étranglement (55) sont reliés à un deuxième organe de commande agencé pour faire varier la section de passage des deuxièmes moyens d'étranglement (55) en fonction de la pression de l'air régnant à la sortie (7) du compresseur (6) et selon une loi établie à l'avance. 9/ Moteur selon l'une des revendications 7 et 8, caractérisé en ce que les susdites tubulures (12) sont constituées respectivement par des tuyères coniques concentriques au collecteur de gaz (13) et l'ensemble du collecteur (13) et des tubulures (12) est constitué de tronçons (61) tous semblables comportant chacun, d'une part, une âme cylindrique t62-) qui possède le diamètre du collecteur de gaz (13) et dont l'extrémité amont, dans le sens de l'écoulement des gaz, communique soit avec la sortie de gaz du tronçon (61) précédent s'il en existe, soit avec le conduit de dérivation (14) lorsqu'il s'agit du premier tronçon dans le sens de l'écoulement des gaz, et d'autre part, une enveloppe concentrique (63) délimitant une cavité (64) qui communique avec la sortie de gaz (3) de l'une des chambres de travail (2) et qui coopère avec l'extrémité aval de l'âme cylindrique (62) pour former une tuyère concentrique. / Moteur selon l'ensemble des revendications 7 et 9, caractérisé en ce que l'extrémité amont du premier tronçon communique avec la sortie de gaz de ladite zone secondaire de dilution (52).