Brevet FR2717225A1 — publié le 19950915

Procédé et ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps et applications. La présente invention concerne un procédé et un ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps aussi bien du type à allumage par compression que du type à allumage commandé. La suralimentation des moteurs à quatre temps sous une surpression allant d'une fraction de bar à quelques bars est un phénomène actuellement bien connu et généralisé. Dans ce cas le compresseur remplit le cylindre d'air frais ou de gaz carburés sous pression lorsque seul l'orifice d'admission est ouvert. On a établi que dans ce cas, dans la mesure où la quantité de combustible introduit est adéquate, la puissance maximale que peut fournir le moteur est approximativement proportionnelle à la masse d'air consommée par le moteur. Dans les moteurs à deux temps, la phase de balayage et la phase d'admission sont confondues pendant que les deux orifices d'admission et d'échappement sont ouverts en même temps, le second étant à la pression atmosphérique dans le cas des moteurs à deux temps actuellement conçus. Le procédé de l'invention concerne un ensemble de dispositifs nouveau simple à mettre en oeuvre qui permet d'introduire dans les cylindres du moteur et de conserver sans fuites jusqu'à l'instant de fermeture des orifices d'échappement de l'air ou des gaz carburés sous pression fourni par le compresseur volumétrique de suralimentation. Ces gaz frais sont de même nature: pression, température que ceux introduits par suralimentation dans les moteurs à quatre temps et pour les moteurs à deux temps à balayage équicourant le coefficient de remplissage est similaire. Donc la puissance volumique: puissance au litre de cylindrée, de ces nouveaux moteurs à deux temps suralimentés selon le procédé de l'invention est pratiquement le double de celle obtenue avec des moteurs à quatre temps de même cylindrée suralimentés de façon connue sous la même pression. I1 en résulte qu'à puissance égale le volume et le poids de ces nouveaux moteurs sont considérablement réduits. La présente invention a pour objet de proposer une technique particulièrement simple à mettre en oeuvre permettant d'augmenter considérablement les performances des moteurs à deux temps. Un autre objet de l'invention est de proposer un procédé et un ensemble de suralimentation volumétrique nouveau spécifique pour des moteurs à deux temps. Un autre objet de l'invention est de décrire et proposer un type nouveau de moteur à deux temps suralimenté, le moteur à architecture DELTA réalisable seulement grâce à l'invention. Au cours de ses recherches et réflexions personnelles, l'inventeur a découvert de façon inattendue une solution particulièrement simple et élégante pour augmenter considérablement les performances des moteurs à deux temps sans augmenter leur cylindrée. Cette solution surprenante va à l'encontre du préjugé technique qui consistait à faire évacuer les gaz d'échappement des moteurs à deux temps à la pression atmosphérique, et pour cette raison, même en refermant l'échappement sur quelques degrés avant l'admission, cela ne permettait pas d'augmenter de façon sensible la pression interne au cylindre en fin de la phase d'admission. Le procédé de suralimentation pour moteur à deux temps, selon l'invention, consiste, pendant la phase de balayage du fonctionnement du moteur, à refouler les gaz brûlés depuis un cylindre du moteur vers un milieu pressurisé où règne une contre-pression d'échappement Pe, et à introduire dans ledit cylindre de l'air frais de balayage, éventuellement chargé de gouttelettes d'un carburant, avec une pression d'admission Pa supérieure à la contre-pression d'échappement. La différence de pression Ap entre l'air d'admission et le milieu pressurisé de refoulement constitue un gradient de pression permettant le balayage des gaz brûlés par l'air frais d'admission dans les cylindres. Pa = Pe + AP tandis que en version non suralimentée on a P'a = Po + AP'. La contre-pression d'échappement du milieu pressurisé qui est supérieure à la pression atmosphérique Po peut être déterminée et modifiée selon les performances attendues du moteur. A la fin de la phase de balayage, la pression de l'air dans le cylindre concerné du moteur est comprise entre la contre-pression d'échappement du milieu pressurisé et la pression d'admission de l'air frais. On rend ainsi la technique de suralimentation parfaitement applicable à tout type de moteurs à deux temps, la surpression interne au cylindre à la fm de la phase d'admission étant obtenue de manière satisfaisante. Le coefficient de suralimentation Pe/Po > l permet d'obtenir des puissances volumiques très élevées. Après la phase de détente, dès l'ouverture des orifices d'échappement, une phase de décompression du cylindre précède la phase d'admission-balayage. De préférence les gaz de la phase de décompression possédant encore beaucoup d'énergie seront utilisés pour faire fonctionner gratuitement le compresseur volumétrique fournissant l'air frais sous pression. Les deux phases: échappement décompression et échappement balayage sont rendues distinctes à l'aide d'un séparateur mécanique placé à la sortie de chaque cylindre et qui effectue l'aiguillage des gaz brûlés successivement dans deux directions. L'ensemble de suralimentation pour moteur à deux temps, selon l'invention, comprend un séparateur d'échappement dont l'entrée est connectée aux orifices d'échappement pour gaz brûlés du moteur et dont les première et seconde sorties sont connectées respectivement au compresseur volumétrique et au réservoir tampon. Pendant la phase de décompression qui précède la phase de balayage, les gaz brûlés sont évacués vers le compresseur volumétrique pour assurer son entrainement. Selon l'invention le compresseur volumétrique des moteurs à deux temps peut être réalisé à l'aide d'un ensemble comprenant un compresseur primaire de type connu par exemple un turbocompresseur, suivi d'un dispositif statique constitué de un ou plusieurs "réservoirs d'admission" chacun affecté à un seul cylindre ou à un groupe de deux cylindres. Selon l'invention pendant la phase de balayage les gaz résiduels sont dirigés vers un réservoir tampon dans lequel règne une contrepression d'échappement Pe supérieure à la pression atmosphérique Po. Ce dernier se déverse dans l'atmosphère au travers d'une servovalve de régulation de la pression Pe. La différence Ap entre la pression d'admission Pa du réservoir d'admission et la contre-pression d'échappement Pe du réservoir tampon représente le gradient de pression nécessaire pour assurer la phase de balayage du cylindre du moteur. Une valeur du gradient Ap de quelques dixièmes de bar est généralement suffisante pour assurer la phase de balayage du moteur, cette valeur de Ap pouvant dépendre légèrement de la vitesse de rotation du moteur. Avec un asservissement de la pression d'admission Pa sur la contre-pression d'échappement Pe ou inversement, le degré de suralimentation du moteur peut être régulé. Avec de l'air refroidi après la compression un doublement de la contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon engendre sensiblement le doublement de la puissance du moteur, le débit du carburant étant lui-même asservi à la masse d'air consommée. L'ensemble de suralimentation pour moteur selon l'invention permet de maintenir artificiellement la sortie d'échappement du cylindre à une pression Pe supérieure à la pression atmosphérique, le balayage et le remplissage en air du cylindre se faisant à l'aide d'un compresseur volumétrique fournissant le débit suffisant à la pression d'admission Pa supérieure à la contre-pression d'échappement Pe. L'énergie nécessaire à ce compresseur volumétrique est fournie par la détente explosive des gaz d'échappement du moteur qui sont encore très énergétiques pendant la phase de décompression du cylindre entre le moment d'ouverture de l'échappement OE et le moment d'ouverture de l'admission OA. Lorsque le cylindre est décompressé et que les orifices d'admission sont ouverts, la phase de balayage commence en refoulant les gaz brûlés résiduels depuis le cylindre vers le réservoir tampon à l'aide de l'air d'admission à la pression Pa, le réservoir tampon étant maintenu à la contre-pression d'échappement Pe. De préférence, on utilise un séparateur d'échappement à mouvement rapide qui assure l'aiguillage, même pour des régimes élevés de moteur, des gaz brûlés en direction du compresseur volumétrique pendant la phase de décompression et en direction du réservoir tampon pendant la phase de balayage. En fin de la phase de balayage, les cylindres du moteur se trouvent remplis d'air frais (ou d'un mélange air/carburant) à une pression supérieure ou égale à la contre-pression d'éhappement Pe du réservoir tampon. L'invention sera mieux comprise et d'autres avantages ressortiront de la description détaillée de quelques modes de réalisation pris à titre d'exemples nullement limitatifs et illustrés par les dessins annexés, sur lesquels: la figure la représente le diagramme du cycle thermodynamique d'un moteur à deux temps à allumage par compression en fonctionnement classique et en fonctionnement suralimenté selon l'invention, la figure lb représente un diagramme de distribution angulaire des différentes phases du cycle de fonctionnement du moteur repérées sur la figure la, la figure 2 est un schéma synoptique de l'ensemble de suralimentation pour moteur à deux temps selon l'invention, la figure 3a est un diagramme de distribution angulaire des différentes phases pour un moteur à un piston par cylindre avec l'échappement par soupape et l'admission par lumières, la figure 3b est un diagramme de distribution angulaire des différentes phases pour un moteur à un piston par cylindre avec l'admission par soupape et l'échappement par lumières, la figure 3c est un diagramme de distribution angulaire des différentes phases pour un moteur à deux pistons par cylindre avec l'admission et l'échappement par lumières, la figure 4a est un schéma d'un séparateur d'échappement rotatif comportant un seul rotor selon l'invention, la figure 4b est un diagramme de distribution angulaire des différentes phases du moteur servant de repère pour les phases du séparateur de la figure 4a, la figure 4c est une vue de face projetée avec une vue de profil du séparateur de la figure 4a, monté sur un cylindre dont l'échappement se fait à l'aide de lumières découvertes par le piston, la figure 4d est un schéma d'un dispositif de commande d'avance de I'entraînement du rotor du séparateur de la figure 4a, la figure Sa est un schéma de fonctionnement d'un séparateur à basculement avec deux soupapes selon l'invention, la figure 5b est un schéma de fonctionnement d'un séparateur à basculement avec un clapet selon l'invention, la figure 6a est un schéma représentant une roue libre montée sur l'arbre d'entraînement de l'arbre à came des séparateurs à basculement illustrés sur la figure Sa et 5b, la figure 6b est une vue de côté de la roue libre illustrée sur la figure 6a, la figure 7 est un diagramme représentant la valeur de la contrepression d'échappement Pe dans le réservoir tampon en fonction du régime moteur, la figure 8a est un schéma en coupe axiale d'une servovalve d'échappement équipant le réservoir tampon selon l'invention, la figure 8b est un diagramme montrant l'évolution de la contrepression d'échappement Pe en fonction du régime moteur lorsque le réservoir tampon est équipé de la servovalve d'échappement de la figure 8a, la figure 8c est une variante de la commande de la servovalve d'échappement selon l'invention, la figure 8d est un diagramme de la contre-pression d'échappement Pe en fonction du régime moteur selon la variante illustrée sur la figure 8c, la figure 8e est une autre variante de commande de la servovalve d'échappement selon l'invention, la figure 8f est un diagramme de la contre-pression d'échappement Pe en fonction du temps selon la variante de la figure 8e, la figure 9 est un schéma montrant une variante de réalisation du pointeau de la servovalve d'échappement de la figure 8a, la figure 10 est un schéma du compresseur volumétrique d'alimentation du moteur selon l'invention, la figure 1 la est un diagramme de distribution angulaire des phases d'un cycle de fonctionnement du moteur avec superposition d'un diagramme d'ouverture/fermeture de l'obturateur du compresseur volumétrique de la figure 10 dans le cas où il alimente un seul cylindre du moteur, la figure 1 lb est un diagramme de distribution angulaire des phases d'un cycle de fonctionnement du moteur avec superposition d'un diagramme d'ouverture/fermeture de l'obturateur du compresseur volumétrique de la figure 10 dans le cas où il alimente deux cylindres du moteur, la figure 12a est un schéma de l'obturateur du compresseur volumétrique dans le cas où il alimente un seul cylindre du moteur, la figure 12b est un schéma de l'obturateur du compresseur volumétrique dans le cas où il alimente deux cylindres du moteur, les figures 13a et 13b représentent les courbes donnant les variations de la valeur de la pression d'admission Pa pendant le cycle moteur, la figure 14 est une représentation schématique d'un moteur à allumage par compression à structure en A selon l'invention, la figure 15a est une vue partielle du moteur de la figure 14 montrant les caractéristiques d'un piston du moteur A, la figure 15b est une vue partielle en perspective d'un piston selon la figure 15a, la figure 1 6a est un schéma montrant la culasse du moteur à allumage par compression à structure A de la figure 14, la figure 16b est une vue de dessous de la culasse montrée sur la figure 16a, la figure 16c est un schéma représentant la section droite du passage en dessous de la culasse de la figure 16a, la figure 17 est une vue schématique d'un vilebrequin du moteur en structure A selon la figure 14, la figure 18 est une vue schématique représentant le bas du moteur A caractérisé par un montage des cylindres en mode "flat twin" correspondant à un cas particulier du montage en couronne plus général, la figure 19a est une représentation schématique du montage "flat twin" de deux doubles cylindres du moteur A à allumage par compression avec les deux doubles cylindres identiques, la figure 19b est une représentation schématique du montage "flat twin" des doubles cylindres du moteur A à allumage par compression modifié pour assurer l'homogénéité des circuits d'admission et d'échappement, la figure 20 est une représentation schématique du montage en couronne des doubles cylindres du moteur A à allumage par compression avec trois doubles cylindres, la figure 21a est une représentation schématique d'un moteur à allumage commandé en structure A selon l'invention, la figure 21b est une vue de détail de la figure 21a, la figure 21c est un diagramme de distribution angulaire de différentes phases du cycle du fonctionnement du moteur comme repère pour la phase d'un séparateur à un rotor comme illustré sur la figure 21a, la figure 21d est un schéma d'un séparateur à double rotor pouvant remplacer le séparateur à un seul rotor sur le moteur de la figure 21a, la figure 21e est un diagramme de distribution angulaire des différentes phases du séparateur à double rotor selon la figure 21d par rapport au cycle de fonctionnement du moteur, la figure 21f représente des diagrammes de pression en fonction du régime moteur, la figure 22a représente schématiquement un montage en "flat twin" de deux doubles cylindres du moteur à allumage commandé en structure A, et la figure 22b représente schématiquement le montage en couronne de n doubles cylindres du moteur à allumage commandé de structure & Bien que l'invention s'applique à tous les types de moteurs à deux temps, les exemples qui vont suivre portent en premier lieu sur des moteurs à allumage par compression, du type moteur Diesel à injection interne aux cylindres, l'injection du carburant pouvant avoir lieu lorsque le piston est déjà remonté au-dessus des orifices d'admission et d'échappement, c'est-à-dire lorsque le volume de combustion est clos dans les cylindres. La description portera également à la fin de l'exposé sur des moteurs à allumage commandé du type moteur à essence par exemple. Les diagrammes montrés sur la figure la représentent le cycle thermodynamique d'un moteur à deux temps à allumage par compression non suralimenté (courbe 1 en trait plein) et suralimenté selon l'invention (courbe 2 en trait discontinu). Les diagrammes comportent deux axes d'abscisses dont l'un représente l'angle de rotation a du vilebrequin du moteur et l'autre représente le volume instantané du cylindre exprimé en facteur multiple du volume mort vo du cylindre, qui est le volume non balayé par le piston à l'intérieur du cylindre pendant le cycle de fonctionnement du moteur. Deux axes d'ordonnées représentent la pression à l'intérieur du cylindre du moteur. La différence des abscisses caractérise la différence des volumes morts respectifs vO et v'O. Comme montré sur la figure lb, qui représente le cas d'un moteur à deux temps dont la distribution de l'admission se fait par le piston, pour représenter la distribution angulaire de l'angle a du vilebrequin du moteur pour les différentes phases du cycle de fonctionnement du moteur, le point mort haut PMH du moteur est choisi comme point de départ de la distribution angulaire a. Le point mort bas PMB du moteur est situé à 1800 (a = 1800) du point mort haut dans le diagramme de distribution angulaire. Dans un cycle de fonctionnement du moteur à deux temps, quelques caractéristiques qui lui sont propres sont définies comme suit par souci de clarté de la description: OE représente le moment d'ouverture des orifices d'échappement des gaz brûlés, les orifices d'échappement pouvant être de simples lumières ou fenêtres d'échappement pratiquées sur la paroi des cylindres et obturables par le piston coulissant dans le cylindre, ou une ou plusieurs soupape(s) d'échappement actionnée(s) indépendamment du piston, FE représente le moment de fermeture des orifices d'échappement, OA représente le moment d'ouverture des orifices d'admission pour introduire de l'air frais dans le cylindre, les orifices d'admission pouvant être des lumières ou fenêtres d'admission obturables directement par le piston coulissant dans le cylindre, ou une ou plusieurs soupape(s) d'admission actionnée(s) indépendamment du piston, FA représente le moment de fermeture des orifices d'admission, (pd représente la phase de décompression des gaz brûlés et correspond à la durée entre le moment d'ouverture d'échappement (OE) et le moment d'ouverture d'admission (OA), çb représente la phase de balayage des gaz brûlés par de l'air frais et correspond à la durée entre le moment d'ouverture d'admission (OA) et le moment de fermeture d'échappement (FE), (pereprésente la phase d'échappement des gaz brûlés et correspond à la durée entre le moment d'ouverture d'échappement (OE) et le moment de fermeture d'échappement (FE), et çe = (pa représente la phase d'admission de l'air frais dans le cylindre et correspond à la durée entre le moment d'ouverture d'admission (OA) et le moment de fermeture d'admission (FA). (pa = (pb + arc FE/FA. Si l'on se réfere de nouveau aux figures la et lb en suivant la courbe 1 en trait plein, on constate que partant du point mort haut au voisinage duquel se produit l'explosion du mélange air-carburant comprimé, le piston est poussé par la combustion et la détente des gaz dans le cylindre jusqu'au moment d'ouverture de l'échappement OE. L'énergie résiduelle des gaz brûlés chauds contenus dans le cylindre à la fin de la phase de détente est encore importante et les gaz brûlés sont en grande partie évacués pendant la phase de décompression (pd vers la conduite d'échappement. On peut considérer qu'environ 80% de l'énergie résiduelle est évacuée de façon explosive pendant la phase zpd entre les moments OE et OA. Le moment d'ouverture d'admission OA a lieu en général entre 20 et 30 de rotation après le moment OE, le cylindre devant être suffisamment décompressé au moment OA afin d'éviter que les gaz brûlés ne refluent dans la conduite d'admission. La surpression produite par une soufflante de balayage ou un compresseur dans le circuit d'admission permet d'évacuer les gaz brûlés résiduels vers la conduite d'échappement. Ensuite la phase d'échappement (pe se poursuit par la phase 9b par simple balayage des gaz brûlés au moyen de l'air introduit dans le cylindre jusqu'au moment de fermeture d'échappement FE. Le moment de fermeture d'admission FA peut avoir lieu avant mais de préférence après le moment de fermeture d'échappe ment FE dans le cycle de fonctionnement du moteur. Dans l'exemple choisi, le moment FE précède le moment FA. C'est le cas des moteurs à balayage équicourant. Après la fermeture des orifices d'échappement FE et d'admission FA débute la phase de compression qui sera suivie d'une explosion et d'une phase de détente pour répéter le cycle que l'on vient de décrire. On se réfere maintenant à la courbe 2 en trait discontinu sur la figure la représentant un cycle de fonctionnement d'un moteur à deux temps suralimenté à environ 2,5 bars. La puissance développée par le moteur à deux temps sur la courbe 2 est très supérieure à celle de la courbe 1 correspondant à un moteur classique. Par rapport à la courbe 1, on remarque que la courbe 2 au moment OE représente une énergie résiduelle, contenue dans les gaz brûlés à la fin de la phase de détente, très supérieure à celle d'un moteur classique. Pendant la phase de décompression (pd, l'énergie résiduelle des gaz brûlés est presque totalement évacués pour faire fonctionner le compresseur volumétrique d'admission de l'air. La contre-pression d'échappement Pe est maintenue à une valeur choisie (par exemple à 2,3 bars au moins) pendant la phase de balayage (pb afin de pouvoir créer la contre-pression nécessaire pour suralimenter le cylindre. Les moments OE, OA, FE, FA sont choisis de façon identique pour permettre une meilleure comparaison entre les courbes 1 et 2 qui sont tracées à la même échelle. La figure 2 représente un schéma de principe de fonctionnement de l'ensemble de suralimentation des moteurs à deux temps selon l'invention. Le moteur à deux temps 3 choisi dans cet exemple est du type à injection interne comprenant trois cylindres 4 dont l'un est représenté, un piston 5 par cylindre, une bielle 6 reliée au piston 5 pour transmettre le mouvement mécanique du piston à un vilebrequin non représenté. Des orifices d'admission 7 sous forme de lumières ou fenêtres sont pratiqués sur la paroi latérale du cylindre 4 afin de permettre l'introduction de l'air frais dans le cylindre 4 par une conduite d'admission 8. Une soupape d'échappement 9 est prévue pour évacuer les gaz brûlés vers une conduite d'échappement 10. La soupape d'échappement 9 est commandée par un arbre à came 11 et coopère avec l'orifice d'échappement 12 du cylindre 4. Un injecteur de carburant est représenté schématiquement à la référence 13. Un moyen d'allumage, tel qu'une bougie, peut être prévu à la place de l'injecteur 13 dans le cas d'un moteur à allumage commandé. Pour l'alimentation du moteur 3 en air frais, l'ensemble de suralimentation comprend par exemple non limitatif un turbocompresseur 14-15 formé d'une turbine d'entraînement 14 et d'un compresseur 15, un organe de prise d'air 16 contenant un filtre 17, une turbine de démarrage 18, une conduite d'air 19 reliant l'organe 16 à l'entrée du compresseur 15. La sortie du compresseur 15 peut être reliée à un échangeur de chaleur 20 tel qu'un radiateur de refroidissement. Selon l'invention ce dispositif connu est suivi d'un distributeur volumétrique statique constitué à l'aide d'un obturateur principal 21a éventuellement pourvu d'un dispositif secondaire de dérivation 21b, et suivi d'un réservoir d'admission 22 pour introduire l'air frais d'admission dans les cylindres 4 du moteur 3 via les conduites d'admission 8 et les lumières d'admission 7. Pendant la phase d'admission (pa le distributeur volumétrique doit injecter dans les orifices d'admission du cylindre une quantité déterminée d'air sous la pression Pa = Pe + Ap. Pour l'échappement des gaz brûlés, l'ensemble de suralimentation comprend un séparateur d'échappement 23 dont l'entrée est reliée à la conduite d'échappement 10 du cylindre 4 et dont les deux sorties sont reliées respectivement l'une à un réservoir tampon 24 et l'autre à la turbine d'entraînement 14. Dans le réservoir tampon 24 est maintenue une contre-pression d'échappement Pe à l'aide d'une servovalve 25 évacuant le surplus de gaz brûlés vers un pot d'échappement 26 qui rejette à son tour les gaz d'échappement dans l'atmosphère. Le séparateur d'échappement 23 peut présenter plusieurs structures différentes, par exemple avec un rotor unique (figure 4a), deux rotors conjugués (figure 21d), une soupape à deux directions 27 (figure 2), deux soupapes en opposition (figure 5a), un clapet basculant (figure Sb) ou tout autre moyen. Le rôle du séparateur d'échappement 23 est d'envoyer les gaz brûlés d'abord dans la conduite 28 en direction du turbocompresseur 14-15 pendant la phase de décompression zpd, et ensuite dans la conduite 29 en direction du réservoir tampon 24 pendant la phase de balayage (pub. La soupape à deux directions 27 illustrée sur la figure 2 est commandée par une came 30 et deux ressorts de compression 31 et 32. A la différence de la soupape d'échappement 9 du cylindre 4 qui a besoin d'assurer l'étanchéité de la chambre de combustion, la soupape à deux directions 27 n'a pas besoin de présenter ce caractère absolu d'étanchéité et joue plutôt un rôle d'aiguillage des gaz brûlés soit vers le turbocompresseur 14-15 soit vers le réservoir tampon 24. Par l'interrnédiaire du séparateur d'échappement 23, les gaz brûlés encore chauds et énergétiques sont envoyés via la conduite 28, pendant la phase de décompression (pd du cylindre 4, vers la turbine d'entraînement 14 du turbocompresseur 14-15 dont le compresseur 15 comprime l'air frais à la pression Pc et renvoie vers les cylindres 4 à travers le distributeur volumétrique. Les gaz brûlés sortant de la turbine d'entraînement 14 du turbocompresseur sont ensuite envoyés vers le pot d'échappement 26 pour être rejetés dans l'atmosphère. Pendant la phase de balayage (pub, les gaz brûlés sont dirigés par le séparateur d'échappement 23 vers le réservoir tampon 24. Etant donné qu'environ 80% des gaz brûlés sont évacués pendant la phase de décompression (pd vers le turbocompresseur 14-15, les gaz brûlés refoulés dans le réservoir tampon 24 sont à une température relativement peu élevée. Pour des moteurs à deux temps à régime essentiellement variable, la régulation du couple moteur peut se faire partiellement par variation de la contre-pression d'échappement Pe coordonnée avec la régulation du débit de carburant. La commande de couple et de vitesse de rotation du moteur 3 peut agir sur la servovalve 25 qui maintient et détermine la contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24. n est possible d'effectuer une régulation de la pression de suralimentation Pc délivrée par le compresseur 15 et donc une régulation de la pression d'admission Pa dans le réservoir d'admission 22, à partir de la valeur de la contre-pression d'échappement Pe. Dans les cas simples on peut choisir un capteur différentiel constitué à l'aide d'une vave de décharge 33 à commande différentielle entre la pression de suralimentation Pc prélevée en amont de l'obturateur principal 21a via le conduit 34, et la contre-pression d'échappement Pe prélevée dans le réservoir tampon 24 via le conduit 35. La valve de décharge 33 permet de courteircuiter partiellement l'alimentation en gaz brûlés de la turbine. d'entraînement 14 du turbocompresseur 14-15 lorsque la différence entre la pression de suralimentation Pc et la contre-pression d'échappement Pe dépasse un écart de pression Ap maximum prédéterminé. On verra ci-après que la régulation peut être améliorée. D'autre part le capteur 33 peut être utilisé différemment et agir sur le dispositif à géométrie variable de l'organe moteur 14 du compresseur primaire par exemple la commande d'une turbine à géométrie variable 14 du turbocompresseur ou sur l'entrée à géométrie variable d'un compresseur quelqu'en soit le type. Ainsi, le cylindre 4 qui fonctionne entre une contre-pression d'échappement Pe et une pression d'admission Pa fournie par le réservoir d'admission 22 à partir de la pression de suralimentation Pc est sura moments d'ouverture OA et de fermeture FA des orifices d'admission constitués par des lumières d'admission LAd et des moments d'ouverture OE et de fermeture FE de l'échappement avec l'orifice d'échappement obturé par une soupape. Le cercle 40 représente un cycle complet du fonctionnement de moteur. Le point M sur le cercle 40 représente la position angulaire instantané du vilebrequin par rapport à sa position de référence qui correspond au point mort haut PMH du piston dans le cylindre. La hauteur des lumières d'admission LAd définit les points M2 et M4 sur le cercle 40 qui correspondent respectivement au moment d'ouverture de l'admission OA et au moment de fermeture de l'admission FA. La rotation du vilebrequin s'effectue dans le sens des aiguilles d'une montre (figure 3a). On va maintenant décrire le fonctionnement du moteur 3 en référant aux figures 2 et 3a. L'arc 41 en trait fort sur la figure 3a représente la phase pendant laquelle l'injection du carburant a lieu dans le cylindre 4 pendant que le piston 5 est aux alentours du point mort haut PMH et que l'orifice d'échappement 12 est obturé par la soupape d'échappement 9. L'explosion a lieu dans le cylindre 4 pour être suivie d'une phase de détente représentée par l'arc 42 jusqu'à ce que la soupape d'échappement 9 s'ouvre au moment OE marqué par le point M1 sur le cercle 40. La phase d'échappement (peintre OE et FE est représentée par l'arc 43 pendant laquelle la soupape d'échappement 9 reste ouverte. Les lumières d'admission LAd s'ouvrent une vingtaine de degrés plus tard que OE en M2 à l'instant OA par le mouvement du piston S jusqu'à son point de symétrie M4 à l'instant FA pour définir la phase d'admission (pa représentée par l'arc 43'. A l'extérieur des arcs 41, 42 et 43, la figure 3a comporte une autre courbe composée d'un premier arc 44 débutant en OA et s'étendant sur environ 4/5ème de tour pour marquer la phase pendant laquelle le séparateur d'échappement 23 aiguille la sortie vers le réservoir tampon 24, d'un second arc 45 en trait plein correspondant à la phase où le séparateur d'échappement 23 ferme la conduite 29 vers le réservoir tampon 24 et aiguille la sortie vers le compresseur, et de deux arcs 46a, 46b de raccordement entre les arcs 44 et 45 représentant les phases de transition d'actionnement de la soupape à deux directions 27 du séparateur d'échappement 23. La phase de décompression zpd comprise entre OE et OA est représentée par un arc supplémentaire 47 avec une étendue angulaire 1. Pendant la phase de décompression (pd, la soupape à deux directions 27 doit envoyer les gaz brûlés vers le turbocompresseur 1415. Pour cela, la soupape 27 est positionnée de préférence avec une avance angulaire de 200 à 450 environ par rapport au moment d'ouverture de l'échappement OE. Lorsque les lumières d'admission LAd commencent à s'ouvrir, la soupape à deux directions 27 du séparateur d'échappement 23 doit basculer le plus rapidement possible afin de mettre le cylindre 4 en communication avec le réservoir tampon 24. Les figures 3b et 3c représentent deux variantes de diagramme de distribution angulaire pour deux autres types de cylindres, le premier (figure 3b) comportant des lumières d'échappement LEc et une soupape d'admission, le second (figure 3c) comportant deux pistons, des lumières d'admission LAd découvertes par l'un et des lumières d'échappement LEc découvertes par l'autre. La suite de la description portera sur les différentes parties constitutives de l'ensemble de suralimention selon l'invention, ainsi que les différents modes de réalisation illustratifs afin de fournir un exposé suffisamment complet de l'invention pour qu'un ingénieur puisse la mettre en oeuvre sans difficultés. Le séparateur d'échappement 23 à basculement d'une soupape illustré sur la figure 2 peut être remplacé par un séparateur rotatif illustré sur les figures 4a à 4d. Dans cet exemple, le séparateur d'échappement 23 est du type rotatif à un seul rotor 50 réalisé pour répondre aux besoins de l'invention. Grâce à son mouvement rotatif uniforme, le séparateur d'échappement 23 peut être synchronisé avec des moteurs très rapides, aussi bien du type à allumage par compression que du type à allumage commandé. Le séparateur d'échappement 23 rotatif comprend un corps 57 en forme de tambour cylindrique creux recevant les gaz brûlés venant de la conduite d'échappement 10 par une fenêtre 51 rectangulaire longeant la génératrice. Le rotor 50 les distribue tour à tour par deux autres fenêtres rectangulaires vers les conduites 28 puis 29 connectées respectivement au turbocompresseur 14-15 et au réservoir tampon 24. Pour cela, le rotor 50 présente un évidement concave 52 de génératrice parallèle à son axe et peut tourner à la vitesse de rotation du vilebrequin, ici dans le sens des aiguilles d'une montre. Sur la figure 4b est représentée la distribution angulaire du séparateur rotatif 23 par rapport au cycle de fonctionnement du moteur dont le diagramme est celui de la figure 3a. Dans cet exemple le diagramme de la figure 4b correspond à la figure 3a modifiée car avec ce séparateur rotatif à un rotor 23 la sortie 10 du cylindre reste en liaison avec le compresseur sur l'arc 54 équivalent à l'arc 45 de la figure 3a, mais elle n'est en liaison avec le réservoir tampon que sur l'arc 53 se terminant peu après FE. Pendant le reste du temps, le rotor supprime la liaison entre toutes les fenêtres. L'arc 53 correspond sensiblement à la phase de balayage çb. Cela représente un avantage considérable notamment pour des moteurs à allumage commandé dans lesquels on injecte un mélange air-carburant dont une partie risque de fuir à travers le réservoir tampon 24 vers le pot d'échappement 26. Avec le séparateur rotatif 23, toute fuite en fin de la phase de balayage (pb reste prisonnière dans la conduite d'échappement 10 et s'enflamme dès la prochaine ouverture de la soupape d'échappement 9 pour être dirigé vers le compresseur. Cela aide à l'effet de postcombustion déjà signalé précédemment. Pour les moteurs à allumage par compression, le séparateur rotatif 23 permet ainsi l'injection et l'emprisonnement de l'air frais dans la conduite d'échappement 10 pour brûler les résidus imbrûlés de carburant injectés temporairement en excès dans le cylindre en vue d'augmenter l'énergie fournie au turbocompresseur 14-15. Sur la figure 4a sont représentées cinq positions caractéristiques du rotor 50 matérialisées par les arcs 52a à 52e qui représentent les tracés de l'évidement concave 52 du rotor. Les petits cercles 55a à 55e repèrent, pour les cinq positions du rotor 50, le bord de l'évidement concave 52 qui vient fermer les conduites 28, 10 et 29. Partant du point mort haut du moteur comme origine, on place le rotor 50 avec son évidement concave 52 en position 52a. L'ensemble des conduites 10, 28, 29 sont obturées par le corps du rotor 50. La seconde position du rotor avec son évidement concave 52b correspond à l'instant d'ouverture d'échappement OE du moteur. A cet instant l'ouverture entre 10 et 28 est maximum. L'étendue de l'évidement concave 52b correspond à l'arc OE-FE c'est-à-dire la phase d'échappement (pe. La troisième position 52c correspond au moment d'ouverture d'admission OA. Avec un léger chevauchement, il doit y avoir une inversion très rapide de direction de la conduite 28 vers la conduite 29. Cette troisième position du rotor 50 détermine le bord d'ouverture 56 de la fenêtre rectangulaire débouchant sur la conduite 29 en direction du réservoir tampon 24. La quatrième position 52d correspond au point mort bas du piston, la fenêtre d'entrée et celle dirigée vers la conduite 29 sont en ouverture maximum. La cinquième position 52e correspond à l'état où la phase d'échappement (pe se termine et la fenêtre d'entrée se referme. Le dessin en coupe perpendiculaire à l'axe du corps 57 et du rotor 50 du séparateur représenté sur la figure 4a est obtenu à partir du diagramme de distribution angulaire de la figure 4b. Sur la figure 4a ce diagramme est superposé au schéma du distributeur. A partir du PMH pris comme origine, le bord d'ouverture de la fenêtre rectangulaire en direction du compesseur, conduite 28, se trouve sur le rayon OE. Son bord de fermeture se situe alors quelques degrés après OA. De préférence le bord de fermeture de la fenêtre d'entrée des gaz 51 se trouve au voisinage de FE. La position de son bord d'ouverture n'est liée qu'aux dimensions de cette fenêtre, c'est-à-dire à la surface de passage des gaz. L'évidement concave 52 du rotor 50 est de préférence déterminé en fonction de l'étendue angulaire de la phase d'échappement çe entre OE et FE. La surface de l'évidement concave 52 est conçue pour diriger les gaz brûlés avec le moins de pertes de charge possible vers la conduite 28 orientée vers le turbocompresseur 14-15. Ainsi, au moment d'ouverture d'échappement OE au moyen de la soupape d'échappement 9 ou des lumières d'échappement, les gaz brûlés sont intégralement canalisés de la conduite d'échappement 10 vers la conduite 28 à pleine ouverture des fenêtres rectangulaires correspondantes (tracé 55b). La troisième fenêtre en direction du réservoir tampon 24, conduite 29, a son bord d'ouverture placé de telle sorte que le rotor l'ouvre quelques degrés avant de refermer la conduite 28. Les tracés en tirets 28a et 29a indiquent schématiquement comment l'on peut agir sur le chevauchement de ces ouvertures en agrandissant légèrement ces fenêtres. On se réfère maintenant à la figure 4c pour déterminer le dimensionnement du séparateur rotatif 23 . Pour changer on considère ici le cas d'un cylindre 4 pourvu de lumières d'échappement LEc illustré par le diagramme de la figure 3b. Le moteur est du type à balayage équicourant. Dans ce cas, la surface de la fenêtre rectangulaire 51 à l'entrée du séparateur 23 est égale à la surface de l'orifice d'admission du cylindre 4 associé afin de pouvoir évacuer normalement les gaz brûlés poussés par l'air d'admission lorsque l'orifice d'admission est à pleine ouverture. On sait que selon les types de moteurs à deux temps, la surface totale de l'orifice d'admission d'un cylindre représente une valeur généralement comprise entre 0,28 et 0,47 fois le carré du diamètre d du cylindre. De plus, la surface de la fenêtre rectangulaire 51 à l'entrée du séparateur 23 est égale au produit de sa longueur L avec sa largeur 1. Or, la valeur de L est déterminée selon l'encombrement disponible dans la pratique et la valeur 1 détermine directement le diamètre d du rotor 50 du séparateur 23. Dans le cas où plusieurs cylindres 4 du moteur sont montés en ligne, en choisissant L égal à 1,25 D et 1 égal à 0,4 d, on obtient un rapport entre le diamètre d du rotor par rapport au diamètre D du cylindre compris entre 0,5 et 1. Pour la construction du séparateur rotatif 23, étant donné que l'étanchéité entre les deux positions du séparateur pour les phases de décompression (pd et de balayage epb n'est pas critique, il est possible de choisir un jeu radial de 2 à 3/10ème de millimètre entre la surface extérieure du corps du rotor 50 et l'enveloppe extérieure 57 du séparateur 23. Un tel jeu radial permet de supprimer le graissage entre le rotor 50 et l'enveloppe 57. Pour diminuer les pertes de charge, la sortie rectangulaire vers la conduite 28 en direction du turbocompresseur 14-15 doit se raccourcir tout en s'élargissant afin de donner rapidement une tubulure circulaire. La face concave 52 du rotor 50 reçoit de plein fouet des gaz extrêmement chauds. A haut régime elle devra être refroidie par exemple à l'aide d'un jet d'air frais quand elle fait face à la partie fermée du stator 57, air qui pourra servir s'il y a lieu à la postcombustion, ou bien elle sera avantageusement recouverte d'une couche de matériau céramique réfractaire résistant à ces températures. Par ailleurs pour des questions de poids et d'équilibrage ce rotor est forcément creux. Il peut donc être refroidi de l'intérieur, la poulie d'entraînement pouvant servir de turbine de ventilation. Le séparateur rotatif 23 selon l'invention permet en outre de fournir une prérégulation efficace du turbocompresseur 14-15 par l'intermédiaire d'une régulation de son avance angulaire par rapport aux phases de fonctionnement du moteur. En effet, une avance angulaire du rotor du séparateur rotatif 23 par rapport à sa valeur moyenne signifie que la conduite 28 est fermée plus tôt par le rotor 50, et qu'en conséquence la quantité de gaz brûlés envoyés au turbocompresseur 14-15 est diminuée. La figure 4d est un schéma de montage selon l'invention d'un dispositif 60 de commande d'avance angulaire du séparateur 23. Le dispositif 60 comprend une poulie menante 61, une poulie tendeur 62, une poulie 63 liée à l'axe du rotor 50 du séparateur 23, une poulie de commande 64, une poulie 65 solidaire par exemple de l'arbre de la came 1 1 d'actionnement de la soupape d'échappement 9 (figure 2) et une courroie de transmission crantée 66. La poulie 63 est actionnée au moyen de la courroie crantée 66 par la poulie menante 61 liée au vilebrequin non représenté. Les poulie 61, 63 et 65 ont le même diamètre. Outre la longueur nécessaire pour l'entraînement des poulies 63, 65, la courroie crantée 66 doit avoir un certain mous pour recevoir la poulie 64 de commande de l'avance et la poulie tendeur 62. La rotation se fait dans le sens de la flèche. Le fonctionnement du dispositif de commande d'avance 60 est le suivant. Afin de donner plus ou moins d'avance angulaire à la poulie menée 63 par rapport à la poulie menante 61, on dispose la poulie de commande 64 sur l'arc CDA de la courroie crantée 66 en aval de la poulie menée 63 et en amont de la poulie menante 61. La poulie tendeur 62 est disposée en aval de la poulie menante 61 et en amont de la poulie menée 63 sur l'arc ABC. La poulie de commande 64 peut se déplacer perpendiculairement à la courroie 66. Lorsque la poulie de commande 64 s'enfonce d'un déplacement y, la longueur de l'arc de courroie CDA augmente de x et la poulie tendeur 62 qui se dégage raccourcit l'arc de courroie ABC de la même grandeur x. Dans ces conditions, la poulie menée 63 située en C entre les arcs ABC et CDA prend un angle d'avance ss qui en radian est égal au rapport entre x et le rayon R de cette poulie. Le déplacement y de la poulie de commande 64 peut être obtenu au moyen d'un vérin 67 ou d'une came non représentée recevant les ordres instantanés nécessaires. La poulie tendeur 62 peut être montée élastiquement ou asservie au déplacement y de la poulie de commande 64 pour éviter des oscillations. Etant donné que la longueur de la courroie 66 comprise entre la poulie menante 61 et la poulie 65 qui est située sur l'arc DEA reste constante, la poulie 65 ne subit pas de déphasage angulaire par rapport à la poulie menante 61 lorsque l'on actionne la poulie de commande 64 pour réguler l'angle d'avance 13 de la poulie menée 63. Les figures 5a et Sb montrent deux variantes de réalisation du séparateur 23 pouvant être utilisées notamment sur des moteurs à deux temps du type Diesel de grosses cylindrées unitaires et tournant à moins de 1500 tours/minute. La variante illustrée sur la figure 5a est un séparateur 23 à basculement qui comprend deux soupapes 70, 71 fonctionnant en opposition de phase à l'aide d'un balancier 72, lequel est commandé par une came 73 équivalente à la came 30 sur la figure 2. Pendant le fonctionnement, la came de commande 73 ouvre lentement la première soupape 70 en direction du compresseur environ 400 (selon le diagramme de distribution angulaire) avant le moment d'ouverture d'échappement OE, c'est-à-dire avant l'ouverture de la soupape d'échappement 9. La première soupape 70 du séparateur 23 est maintenue ouverte pendant la phase de décompression rapide zpd (arc 45 sur la figure 3a) et doit se fermer le plus rapidement possible dès le début de la phase d'admission Etant donné que la première soupape 70 doit laisser passer, pendant un temps très court de la phase de décompression çd (200 à 30 de rotation du vilebrequin), la majeure partie des gaz brûlés encore sous pression et très chauds issus du cylindre 4, la première soupape 70 du séparateur présente de préférence des dimensions équivalentes à celles de la soupape d'échappement 9 du cylindre 4. En revanche, la seconde soupape 71 peut présenter une surface active réduite de 30% environ par rapport à la première soupape 70. La figure Sb représente un autre séparateur 23 à basculement comprenant un clapet 76 basculant entre deux sièges 77 et 78 pour ouvrir l'une des conduites 28, 29 tout en fermant l'autre conduite. Le clapet 76 peut comporter des déflecteurs 79 pour favoriser l'écoulement des gaz. Le clapet 76 est commandé par une came 80 équivalente à la came 30 de la figure 2. Le moteur choisi pour cet exemple non limitatif présente des lumières d'échappement LEc à la place de la soupape d'échappement 9. Le clapet 76 du séparateur 23 doit être suffisamment léger, donc avoir une inertie la plus faible possible, afin que son ressort de rappel 81 puisse le fait basculer rapidement autour de son axe de pivotement 82, dès qu'il ne reçoit plus la pression exercée par la came de commande 80. Par ailleurs, la face 76a du clapet 76 dirigée vers la conduite 28 en direction du turbocompresseur 14-15 doit pouvoir supporter la haute température des gaz brûlés en phase de décompression (pd et éventuellement les gaz issus de la postcombustion du carburant excédentaire en présence de l'air stocké dans la conduite d'échappement 10 qui fait ici le tour du cylindre. Un revêtement en céramique peut être adapté pour cette face 76a du clapet 76. Lorsque la came 80 pousse le clapet 76 sur le siège 77 pour fermer la conduite 29 en direction du réservoir tampon elle agit sur un étrier 83 qui comprime le ressort de rappel 81. L'étrier agit sur la queue du clapet par exemple au moyen d'un ressort à lame souple 84 qui évite l'écrasement. L'utilisation de l'air qui s'échappe en fin de la phase d'admission 'pa pour brûler les excédents ou résidus du carburant est facilitée du fait qu'une certaine quantité de cet air est provisoirement stockée dans le volume circulaire qui entoure les lumières d'échappement LEc réparties autour du cylindre 4, le volume circulaire faisant partie de la conduite d'échappement 10. Au début de la phase de décompression çd, l'ouverture des lumières d'échappement LEc de façon rapide et uniforme va favoriser le brassage des gaz dans la conduite d'échappement 10 et donc favoriser la postcombustion des résidus imbrûlés. Le phénomène peut être mieux exploité encore pour doper momentanément le turbocompresseur 14-15. On peut insuffler après la phase de balayage çb à l'aide d'un orifice diamétralement opposé au séparateur 23, une quantité d'air frais qui va chasser le reste des gaz brûlés vers la conduite 29 en direction du réservoir tampon et remplir la conduite d'échappement 10 qui entoure le cylindre. Les cames de commande 30 (figure 2), 73 (figure Sa) et 80 (figure 5b) qui actionnent l'organe mobile du séparateur 23 à basculement doivent permettre un basculement très rapide de celuiì. Le profil de la came, (qui correspond à celui du cercle extérieur de la figure 3a) se compose d'une surface d'appui de rayon constant sur environ 2700, suivi d'une rampe en pente douce qui en augmentant le rayon positionne l'organe mobile par compression de son ressort de rappel avec une avance de phase et pendant la phase de décompression (pd, suivie d'une pente raide qui ramène le rayon d'appui à sa valeur initiale sur un angle de rotation inférieur à environ 100. A une montée en pente douce pour comprimer les ressorts succède une descente à pente rapide. n est donc interdit à ces cames de tourner à l'envers sous peine de détérioration. Pour cette raison, on intercale entre l'arbre de sortie commandé par le moteur et l'arbre de la came concernée 30, 73 ou 80, une roue libre qui interdit l'entraînement de l'arbre de came lors d'éventuels retours du moteur, c'est-à-dire lorsque le moteur a une rotation en sens inverse de courte durée pouvant survenir au démarrage ou à l'arrêt du moteur. De plus, en rotation, le calage entre l'arbre du moteur et l'arbre de came ne peut se faire que dans une correspondance angulaire bien précise. Ainsi la roue libre comporte de préférence un seul cliquet ne pouvant entraîner qu'une seule dent. Plusieurs formes de réalisation sont possibles pour la roue libre. Les figures 6a et 6b représentent une telle roue libre 90 facile à réaliser et robuste en fonctionnement. L'arbre 91 entraîné par le moteur a la même vitesse de rotation que le vilebrequin et se termine par une roue 92 qui supporte un cliquet 93. Le cliquet 93 est repoussé vers l'extérieur à l'aide d'un ressort 94 de préférence du type à lame ou tige élastique. L'ensemble tourne à l'intérieur d'un tambour récepteur concentrique 95 qui entraîne directement ou par renvoi l'arbre à came 30, 73, 80 au moyen de l'arbre de sortie 96. Le tambour récepteur 95 comprend un évidement 97 à entrée progressive qui permet au cliquet 93 de sortir, suivi d'un méplat 98 qui sert d'amortisseur de choc et de positionnement du cliquet 93, d'un redan 99 qui prend appui sur le cliquet 93 et enfin d'une partie semi-circulaire 97' qui rejoint l'évidement 97. Ainsi en cas de rotation inverse de l'arbre 91 entraîné par le moteur, le cliquet 93 va suivre l'évidement 97 vers la partie semi-circulaire 97' et comprimer son ressort 94 pour se loger dans la roue 92. Lors de la mise en rotation normale dont le sens est signalé par la flèche à gauche, le cliquet 93 va se dégager au passage devant l'évidement 97 et entraîner l'arbre de sortie 96 avec un calage correct par rapport au redan 99. On va maintenant décrire la partie de l'invention concernant la détermination et le maintien de la contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24. Pendant la phase de balayage (pub, les gaz brûlés sont déjà très détendus et poussés par l'air d'admission. L'onde de pression qui ne contient plus que très peu d'énergie va s'amortir très rapidement dans un volume de dimension réduite et l'écoulement au travers la servovalve 25 de sortie du réservoir tampon sera quasiment continu, en particulier lorsque la fréquence des balayages augmente due à l'augmentation du régime moteur. Cela signifie que le réservoir tampon 24 peut avoir un faible volume et donc présente un encombrement réduit. La figure 7 présente le principe de fonctionnement du réservoir tampon 24 par le diagramme de variation de la contre-pression d'échappement Pe en fonction de la fréquence des balayages, c'est-àdire en fonction du régime moteur N. La contre-pression d'échappement Pe fluctue à la fréquence des balayages aux alentours d'une valeur moyenne PeN qui dépend du débit des gaz brûlés et qui est comprise entre PeNo au ralenti et PeNmax. Le segment Al représente le plus bas régime de ralenti du moteur par exemple en dessous de 400 t/minute. Le segment B 1 représente le régime de ralenti accéléré par exemple en dessous de 650 t/minute sans couple résistant du moteur. Le segment C1 représente deux régimes intermédiaires par exemple à 1300 t/minute avec deux niveaux de couple résistants. Le segment D1 représente le haut régime dépassant 1300 t/minute avec couple élevé. On constate à partir du diagramme de la figure 7 que la valeur moyenne (traits horizontaux discontinus) de la contre-pression d'échappement augmente quand la vitesse de rotation et la demande de couple du moteur augmente, c'est-à-dire quand le débit des gaz brûlés augmente. En outre, l'amplitude de l'ondulation diminue légèrement lorsque la fréquence de balayage augmente. Par ailleurs, ltondulation de la contre-pression d'échappement Pe diminue également si l'on augmente le volume du réservoir tampon 24 donc si l'on augmente le nombre de cylindres 4 du moteur. Aux bas régimes du moteur, avec l'utilisation d'un compresseur volumétrique pour l'admission de l'air le débit moyen des gaz brûlés est faible, la valeur moyenne de la contrepression PeN est faible mais son ondulation importante. Le compresseur primaire 14-15 manque de puissance, donc de pression et son travail primaire se trouve allégé du fait que la phase de balayage (pb commence avec une contre-pression faible pour se terminer avec une crête de valeur appréciable. La valeur entre la pression nominale de régime maximum PeNmax et celle du régime au ralenti PeNo dépend des caractéristiques: forme du diffuseur 100-101 et élasticité du ressort 115-116 de la servovalve 25 associée au réservoir tampon 24. Il est relativement facile pour un constructeur de maîtriser ces paramètres pour un moteur dont les caractéristiques sont déterminées par un cahier de charges précis. La figure 7 très schématisée permet de tracer un réseau de courbes qui constitue une caractéristique d'un moteur au même titre que les courbes de couple et de puissance qu'elles conditionnent. Le volume du réservoir tampon 24 peut être calculé en fonction de la contre-pression d'échappement Pe et ses ondulations tolérées afin de favoriser le balayage des cylindres du moteur à tous les régimes. De préférence, pour un moteur monocylindre, le volume de l'ensemble de la conduite d'échappement 10, de la conduite 29 et du réservoir tampon 24 est de l'ordre de trois à dix fois le volume de la cylindrée du moteur. Pour un moteur à n cylindres, ce volume augmente d'un coefficient voisin de la racine carrée de n. D'un point de vue réalisation, le réservoir tampon 24 peut être constitué d'un renflement au bout de la conduite 29 en une seule pièce moulée pouvant contenir quelques chicanes internes 24a (figure 2). La disposition de la conduite 29 et son accès dans le réservoir tampon 24 sont conçus de façon qu'il y ait une homogénéité parfaite des ondes de contrepression d'échappement Pe entre tous les cylindres du moteur. L'élément régulateur de la contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24 est constitué par la servovalve d'échappement, 25. Dans l'hypothèse où le turbocompresseur 14-15 et les orifices d'admission et d'échappement des cylindres 4 du moteur sont adéquats, la quantité d'air comprimé dans le cylindre 4 et par voie de conséquence le couple mécanique que peut développer le moteur 3, dépend directement de la contre-pression d'échappement Pe qui est liée au débit instantané de gaz brûlés que le moteur 3 envoie au réservoir tampon 24 et que doit laisser passer la servovalve 25. La servovalve 25 doit être très peu sensible aux dures conditions mécaniques (chocs et vibrations) et thermiques auxquelles le moteur 3 peut être soumis. I1 est aussi nécessaire de maîtriser les fuites en les calibrant lorsque la servovalve 25 est en position fermée, de façon à laisser passer les gaz brûlés sous faible pression lorsque le moteur fonctionne au ralenti, et à permettre la montée en pression du réservoir tampon 24 en quelques tours du moteur dès que l'accélérateur ou le régulateur de vitesse du véhicule est sollicité. De préférence, la servovalve 25 possède un temps de réponse court pour obéir aux commandes de variation du régime moteur, un mouvement de translation précis et stable, une fonction de régulation autonome tout en restant sensible à des sollicitations commandées, et des caractéristiques fonctionnelles peu sensibles à l'usure. Le réservoir tampon 24 et sa servovalve d'échappement 25 fonnent un élément important de l'ensemble de suralimentation selon l'invention. En admettant que le compresseur 14-15 est suffisamment dimensionné, c'est l'association de l'action de la servovalve 25 et du débit de la pompe d'injection de carburant (non représentée) qui va conditionner le couple et la puissance fournis par le moteur 3. On se réfere à la figure 8a pour décrire un exemple non limitatif de réalisation de la servovalve 25. L'organe principal de la servovalve 25 est un limiteur de débit 100 qui comprend un pointeau de forme tronconique 101 faisant un demi-angle Y avec son axe et se déplaçant axialement par rapport à une partie tronconique femelle 102 appelée divergent d'échappement de même conicité que le pointeau 101. Le divergent d'échappement 102 est réuni au réservoir tampon 24 par un orifice 103. La sortie du limiteur de débit 100 est constituée par une conduite 104 reliée au pot d'échappement 26 (figure 2) du véhicule. Au repos et au ralenti du moteur, le pointeau tronconique 101 s'enfonce complètement dans le divergent d'échappement 102. Pour faciliter le démarrage du moteur, alors que l'action du compresseur 1415 n'est pas encore efficace, le réservoir tampon 24 ne sera pas mis en pression tant que le régime de ralenti accéléré ne sera pas atteint. Pour cela, on peut laisser un canal de fuite calibré 105 sur la paroi du réservoir tampon 24 et communiquant avec la conduite 104 d'évacuation des gaz brûlés. Le canal de fuite calibré 105 laisse passer les gaz brûlés de ralenti sans déplacement du pointeau tronconique 101 par rapport au divergent d'échappement 102. A la place du canal de fuite calibré 105, on peut mettre une butée axiale 106 qui empêche le pointeau tronconique 101 de s'emboîter complètement dans le divergent d'échappement 102. Le jeu qui en résulte entre le pointeau 101 et le divergent 102 est suffisant pour laisser passer les gaz brûlés du moteur en ralenti. Ce jeu a en outre l'avantage d'éviter le coincement du pointeau 101 en position fermée dans le divergent d'échappement 102. En réglant l'emplacement axial de la butée 106, on peut calibrer le jeu entre le pointeau 101 et le divergent d'échappement 102 pour la fuite des gaz brûlés de ralenti. La pression des gaz brûlés ne commence à monter et à agir sur le déplacement du pointeau 101 que lorsque le débit augmente par sollicitation de l'accélérateur pendant les phases de ralenti accéléré servant de préchauffage du moteur. Lorsque le volume de gaz brûlés produits par le moteur en accélération augmente, par suite d'une plus forte injection de carburant et donc d'une élévation de température, et lorsque la vitesse de rotation du moteur augmente, la pression dans le réservoir tampon 24 a tendance à augmenter et le pointeau 101 du limiteur de débit 100 doit reculer par rapport au divergent d'échappement 102 et se positionner à un endroit où il laisse passer le débit de gaz brûlés juste nécessaire pour que la nouvelle contrepression d'échappement nominale PeN correspondant au régime demandé soit obtenue et maintenue en équilibre. La précision de régulation du débit sera d'autant meilleure que l'angle commun Sy des deux surfaces coniques du pointeau 101 et du divergent d'échappement 102 est petit et inversement, la distance que doit parcourir le pointeau 101 pour fournir une ouverture donnée est plus grande. Le limiteur de débit 100 est commandé par des organes de commande de la servovalve 25 par l'intermédiaire de l'axe 107 du pointeau tronconique 101. La contre-pression d'échappement Pe régnant dans le réservoir tampon 24 agit sur un piston 108 coulissant dans un cylindre 109 ou sur une membrane non représentée. La liaison entre le réservoir tampon 24 et le volume du cylindre 111 délimité par l'avant du piston 108 se fait à l'aide d'un tube calibré 110. Le calibrage du tube 110 de communication entre le réservoir tampon 24 et le volume 111 est effectué au moyen d'un limiteur représenté par un creux 110a. La section du dispositif de calibrage est déterminée en fonction du volume 111 et de la bande passante que doit avoir le système. Le volume 111 du cylindre 109 situé en avant du piston 108 joue le rôle d'amortisseur d'une part des ondulations de la contrepression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24, et d'autre part des variations de la contre-pression d'échappement Pe sur le piston 108. La bande passante est d'autant plus faible que la section calibrée du tube 110 est petite. Dans le cas le plus simple où les variations de charges du moteur sont lentes et peu fréquentes, ce qui est le cas d'un entraînement d'une hélice par exemple, un simple ressort de rappel axial du pointeau 101, dont la dureté est calibrée en fonction de l'élongation, est suffisant pour servir d'organe de commande du limiteur de débit 100. Dans le cas le plus fréquent où les variations de charges et de régime du moteur sont importantes, c'est le cas d'un véhicule routier par exemple où la bande passante pour des grandes amplitudes du mouvement du pointeau 101 doit être d'environ 1 à 2 Hertz pour les petits moteurs nerveux et plus faible pour les moteurs de véhicule lourds, la régulation par le tube calibré 110 et un simple ressort de rappel risque de ne pas être suffisante. Il est alors possible de prévoir l'adjonction d'un amortisseur supplémentaire 112 plus énergique du type hydraulique par exemple. Cet amortisseur supplémentaire comprend un piston 113 solidaire de l'axe 107 avec des orifices de fuite calibrés 113a, coulissant dans un cylindre 114 rempli d'un fluide visqueux et un ressort de rappel 115. Si l'on veut pouvoir régler la dureté du ressort de rappel 115, il est possible de prendre un ressort de compression de dureté assez faible et lui apporter un ressort d'appoint 116 dont la dureté sera réglable par compression à l'aide d'un bouchon fileté 117 (figure 8a). Ce système peut être utilisé pour les réglages ou pour compenser des affaiblissements de la puissance du moteur dus à l'usure de certains éléments du moteur. n est également possible de remplacer le bouchon fileté 117 qui est réglable mais fixe en fonctionnement par un organe mobile 118 (figure 8c) muni du bouchon fileté réglable 1 17a ayant une surface bombée, laquelle est en contact mécanique avec une came 119 pouvant pivoter sur environ 3/4 de tour par rapport à son axe de pivotement 1 l9a. La commande en rotation de la came 119 permet de faire varier la dureté du ressort d'appoint 116 par l'intermédiaire de l'organe mobile 118, donc de jouer sur la pression qui est nécessaire pour déplacer le piston 108 d'une certaine distance. Pour un débit de gaz brûlés déterminé, plus le ressort d'appoint 116 est comprimé par la came 119, plus la pression doit être grande pour amener le pointeau 101 à sa position d'équilibre déterminée par la contre-pression d'échappement Pe qui détermine également le taux de compression de l'air d'admission et le couple développé par le moteur. Selon le type d'application du moteur, l'angle de rotation de la came 119 peut être commandé par l'accélérateur, par un régulateur automatique, par un servomoteur asservi à différentes contraintes fixant à un instant déterminé les caractéristiques de couple et de vitesse de rotation du moteur, etc. Enfin en fonction du résultat recherché, le dessin du profil de la came 119 peut être constitué d'une spirale dont le rayon issu du centre de rotation varie en fonction de l'angle de rotation. Afin de comprimer, et donc de raidir, le ressort d'appoint 116 pour augmenter la contre-pression d'échappement Pe, le rayon de la came 119 est plus grand dans les zones d'appui atteintes lorsque la came 119 sollicite un surcroît de couple. Les figures 8b, 8d et 8f montrent les graphiques correspondant à trois des modes de fonctionnement possibles de la servovalve 25 selon l'invention. Plus particulièrement, la figure 8b illustre les caractéristiques d'une servovalve 25 équipée d'un simple bouchon fixe fileté 117 selon la figure 8a. Au régime ralenti du moteur (environ 500 t/minute, les gaz brûlés sont évacués par les fuites naturelles imposées par la butée 106 au travers du jeu entre le pointeau 101 et le divergent d'échappement 102. La contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24 est égale à la pression atmosphérique Po. Lorsque la vitesse de rotation du moteur augmente en présence d'un faible couple résistant sur l'arbre du moteur, le débit de gaz brûlés augmente et la pression monte rapidement à la valeur de fonctionnement normale PeN de la contre-pression d'échappement Pe capable de déplacer le pointeau 101. Ensuite la contre-pression d'échappement Pe n'augmente que très lentement en fonction du débit donc de la vitesse de rotation du moteur. La pente de la courbe dépend de la dureté du ressort. La contre-pression nominale PeN doit être atteinte avant que le moteur n'ait besoin de fournir un couple important, soit entre 600 et 1000 t/minute selon le type de moteur. Selon la figure 8d, la courbe en trait plein est caractéristique de la servovalve 25 équipée de l'organe mobile 118 et de la came d'actionnement 119 dans le cas où l'angle de rotation de la came à partir du point A2 est proportionnel à la position de la commande en vitesse de rotation du moteur (figure 8c). Pour obtenir le graphique de la figure 8d, le rayon de la came 119 est choisi constant de A2 jusqu'au milieu de l'arc B2C2. Puis le rayon croît progressivement jusqu'en D2. Dans ce cas, la servovalve 25 permet d'augmenter la contre-pression d'échappement Pe, donc le couple et la puissance du moteur en mettant en contact la surface bombée du bouchon 1 17a avec l'arc C2D2 de la came 119 quand on sollicite un régime plus élevé. Si l'angle de rotation de la came 119 est proportionnel à la position de l'accélérateur d'un véhicule routier non représenté, la zone C2D2 est atteinte lors de toutes les fortes accélérations quel que soit le régime de rotation du moteur. Donc on peut obtenir un relèvement temporaire du couple à tous les régimes, ce qui est représenté par la courbe composée de + (figure 8d). Bien entendu, la commande de la came 119 doit rester en corrélation avec l'ensemble des dispositifs de régulation du débit d'air, ainsi que du débit de l'injection du carburant au moteur, quel qu'en soit le type. Le graphique montré sur la figure 8f illustre le résultat qui peut être obtenu avec une came 120 (figure 8e) sur un moteur devant tourner à vitesse constante et subissant des variations importantes de couple résistant, par exemple un groupe électrogène. Dans ce cas, la came 120 est dans sa position nominale quand le bouchon mobile 1 17a se positionne en N', point pour lequel le rayon de la came 120 a une valeur moyenne. Lorsque le couple résistant augmente, le dispositif de régulation fera tourner la came 120 vers P' produisant une augmentation progressive du rayon de la came en même temps qu'il augmentera le débit de combustible. Ce même régulateur commandera la came 120 en sens inverse, c'est-à-dire vers M' avec diminution du rayon de la came pour faire diminuer la puissance du moteur et l'empêcher d'accroître sa vitesse de rotation quand le couple résistant diminue. Ce type de came 120 peut aussi être monté à la place de la came 119 sur des véhicules routiers. Les creux de M' et les bosses de P observés sur la figure 8f se superposent alors à la courbe en pente douce de la figure 8b. L'angle de rotation positif ou négatif de la came sera alors commandé par une mesure d'écart de couple ou de vitesse de rotation du moteur. Ces exemples non limitatifs montrent que la forme donnée à la came 119, 120 et la façon de la commander permettent d'optimiser le couple moteur par une adaptation de la contre-pression d'échappement Pe aux circonstances instantanées, donc de conférer au moteur à la fois souplesse et nervosité à tous les régimes d'utilisation normale. Cette intéressante propriété va permettre au moteur à deux temps suralimenté selon le procédé de l'invention de fournir plus de couple lorsqu'on lui demande un effort particulier supplémentaire, jusqu'à 25%, tout en protégeant sa longévité lorsque le couple résistant est diminué. Pour les moteurs de véhicules, cette propriété doit permettre de faire des boîtes de vitesses à rapports plus longs, donc moins nombreux et favoriser l'utilisation de boîtes de vitesses automatiques. Bien entendu les cames mécaniques 119, 120 peuvent être remplacées par des dispositifs électriques, hydrauliques ou pneumatiques assurant la même fonction technique. Dans le cas de moteurs de cylindrée assez importante, quand le diamètre d' de l'orifice 103 devient nettement supérieur à 1 cm, et surtout dans le cas des moteurs fortement surcompressés, il se peut que la régulation avec un seul pointeau 101 ne suffise plus. I1 est alors possible d'en mettre plusieurs en cascade. La figure 9 représente un limiteur de débit 100 à deux étages conçu pour que la pression dans le volume intermédiaire 121 compris entre les deux étages soit égale à environ la valeur moyenne entre la contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24 et la pression de sortie dans la conduite 104 reliée au pot d'échappement 26. Ainsi, chaque étage conique du limiteur de débit 100 effectue une partie du travail global. Le volume intermédiaire 121 entre deux étages sert à diminuer l'énergie cinétique et à détendre les gaz brûlés qui ont franchi le premier étage 101-102 dont l'aire d'ouverture instantanée est fonction de la distance x' représentant la distance de recul du pointeau 101 par rapport à sa position de repos. Après le volume intermédiaire de détente 121 des gaz, le second étage est constitué d'un second pointeau 122 et d'un second divergent d'échappement 123 dont l'angle commun par rapport à l'axe est y Xy'. Si d' représente le diamètre de la section au sommet du cône divergent 102 et D' le diamètre de sa section à la distance de recul x', il existe la relation D' = d' + 2 x' tg Y La section de passage des gaz a pour valeur: S = (D'2 - d'2)x/4 = it x' tg 7 (d' + x'tg 7) Pour x' maximum on doit avoir: S max = it d2/4 équation qui ont pour solution: 2 - î 0,207 x' max = .d' = .d'.d' = 2tgy tgy on peut choisir x'max = d' qui entraîne: &gamma; = 120. Cette condition ne constitue pas une limitation mais dans la pratique on s'écartera peu de ces valeurs. n est préférable que le second étage présente une section plus grande de façon à pouvoir introduire l'axe support des pointeaux 107 par l'arrière du dispositif. Le même calcul montre que pour avoir la même surface de passage des gaz et ainsi répartir sur chaque étage la moitié de la charge, l'angle ' doit être inférieur à 7. Dans le cas fréquent des moteurs dont la charge varie par à-coups (de même pour le débit des gaz brûlés d'échappement), les pointeaux 101, 122 doivent se déplacer rapidement pour corriger le débit du limiteur 100. Si le volume de détente 121 est trop faible, sa pression interne ne restera pas stable pendant le mouvement des deux pointeaux en série 101 et 122 qui travaillent dans ce cas à la manière d'un pointeau unique amélioré. En revanche, si le volume de détente 121 est grand, sa pression restera beaucoup plus stable pendant les mouvements rapides des pointeaux 101, 122. L'écoulement des gaz brûlés à travers le premier étage 101-102 du limiteur sera beaucoup plus amorti, ainsi que les variations de pression dans le réservoir tampon 24 qui régularise le moteur. Le volume de détente 121 doit donc être étudié en relation avec les organes de commande 108 à 120 (figure 8) de la servovalve 25. On peut créer un volume de réserve de gaz 124 communiquant avec le volume de détente 121 du limiteur (figure 9). Afin de présenter une forme aérodynamique rendant l'écoulement des gaz brûlés le plus régulier possible à travers le limiteur de débit 100, la partie tronconique du premier pointeau 101 peut être précédé d'un dôme ovoïde 101a et suivie d'un rétrécissement progressif 101b. Le second pointeau 122, s'il existe, sera enchaîné de la même façon. Une butée axiale 125 peut être prévue sur l'axe 107 du ou des pointeaux en vue de limiter l'ouverture maximale du limiteur 100. On se réfere maintenant aux figures 10 à 13 pour apporter plus de précision sur l'ensemble compresseur 14-15 et distributeur volumétrique 21-22 pour l'introduction de l'air frais dans les cylindres du moteur. Le turbocompresseur 14-15 peut être remplacé par un système équivalent du type "comprex" connu pour les moteurs à quatre temps. Le distributeur volumétrique qui peut alimenter un ou deux cylindres en opposition de phase comprend l'obturateur tournant principal 21a, le réservoir d'admission 22 et éventuellement l'obturateur secondaire 21b. Les figures 13a et 13b représentent la variation de la pression d'admission Pa présente dans le volume 22a du réservoir d'admission 22 pendant un cycle du moteur. Ce volume 22a qui représente le volume total compris entre les obturateurs 21a et b et les lumières d'admission 7 emmagasine de l'air frais à la pression Pc = Pa initiale fourni par le compresseur 14-15 pendant la phase où les fenêtres d'admission 7 des cylindres 4 sont fermées. Avant l'ouverture des fenêtres d'admission 7, l'entrée du réservoir d'admission 22 est fermée par l'oburateur principal 21a. Ainsi pendant la phase d'admission (pua, une partie de l'air contenu dans le réservoir d'admission 22 entre dans le cylindre 4 par les fenêtres d'admission 7 sous l'influence du gradient de pression Ap = Pa - Pe. On peut considérer que l'opération s'effectue selon la loi de Mariotte:PV = constante. Une relation simple donne la valeur du rapport n qu'il doit y avoir entre le volume 22a du réservoir d'admission et celui du cylindre 4 pour que ce dernier soit rempli: Pe x volume du cylindre = (Pa initiale-Pe) n x volume du cylindre et en tenant compte d'un coefficient de fuite par débordement k: Pe x(l+k)volume du cylindre = (Pa initiale-Pe)n x volume du cylindre soit n+(l + k) Pa initiale = Pc # Pe avec O n qui s'écrit: (1 +k) Pc # Pe + Pe - Pe + AP initial. n Le gradient de pression AP initial nécessaire dépend de la valeur de la contre-presson Pe et est inversement proportionnel au volume du réservoir d'admission. De préférence n sera choisi petit (n = 2) pour les petites cylindrées à régime de rotation rapide et plus grand (n z 4 4 à 5) pour des grosses cylindrées unitaire très fortement suralimentées. Dans certaines applications il est intéressant de faire varier le volume du réservoir. L'obturateur principal 21a comprend un volet tournant 130 dont l'axe 131 est actionné par le vilebrequin du moteur à raison d'un demitour ou d'un tour complet par tour de vilebrequin selon que le réservoir d'admission 22 alimente un ou deux cylindres 4. A la place du volet tournant 130, on peut aussi utiliser une soupape dont le mouvement est synchronisé avec l'ouverture des fenêtres d'admission 7 mais en opposition de phase. L'obturateur 21a ne fonctionne que dans de l'air frais à température peu élevée en provenance du compresseur 15, et il n'est pas nécessaire qu'il assure une étanchéité complète sur l'entrée du réservoir d'admission 22. En se référant aux figures îîa et 1 lob, on va décrire le fonctionnement du distributeur volumétrique statique. La figure 1 la est similaire à la figure 3a et représente le cas où il y a un réservoir d'admission 22 pour chaque cylindre 4 pourvu des fenêtres d'admission 7. La courbe en trait plein 135 représente l'amplitude de l'ouverture des fenêtres d'admission 7 pendant la phase d'admission Pendant la phase de balayage Ap initial soit suffisant pour tous les régimes du moteur pour que l'ensemble turbocompresseur 14-15 et distributeur statique 21a, 22 constitue pour le cylindre un compresseur volumétrique. Lors du remplissage suivant, le compresseur ne devra remplacer que la quantité d'air consommée par le cylindre. Dans la pratique, afin de purger convenablement le cylindre 4 des gaz brûlés pendant la phase de balayage cpb, une petite partie de l'air frais d'admission devrait être évacuée avec les gaz brûlés. 1l est donc nécessaire de prévoir une marge sur la quantité d'air introduit dans le cylindre 4 pendant la phase d'admission ça c'est le coefficient k de la relation qui précède. Du fait que le débit et la pression que peut fournir le turbocompresseur 14-15 sont indépendants du volume 22a, il est possible de moduler le couple moteur en fonctionnement en faisant varier le volume 22a en même temps que Pe. Pour ce faire on utilise un piston mobile 22b ou un compartiment fixe pouvant être mis en parallèle avec le volume d'admission 22a. Pour des moteurs où le moment de fermeture d'échappement FE se fait avec une avance angulaire de quelques degrés sur le moment de fermeture d'admission FA, l'ouverture de l'obturateur principal 21a quelques degrés avant la fermeture d'admission FA permettra d'avoir une pression d'admission finale Paf supérieure à la contre-pression d'échappement Pe. Cette avance angulaire est représentée par la courbe en trait discontinu 137 sur la figure îla et son effet 137a sur la figure 13a. n est aussi possible et avantageux parfois de maintenir l'obturateur principal 21 a à l'état ouvert sur quelques degrés après le moment d'ouverture d'admission OA du cylindre 4 cela d'autant plus que le volume d'admission 22a est petit et le régime de rotation du moteur est rapide. Le retard angulaire à la fermeture de l'obturateur 21a est représenté par la courbe en pointillés 138 sur la figure lla et son effet 138a sur la figure 13a. En maintenant plus longtemps la pression maximum Pc dans le réservoir d'admission 22, on augmente la vitesse de balayage au début de la phase de balayage cpb, et on obtient un meilleur remplissage en air dans le cylindre 4 aux régimes élevés du moteur. La figure 1 lb représente un diagramme similaire à la figure 1 la dans un cas où le même réservoir d'admission 22 alimente deux cylindres montés en opposition de phase (figure 10). I1 a deux cycles par tour de vilebrequin. La figure 12a montre le schéma vu en coupe perpendiculaire à son axe et le fonctionnement de l'obturateur principal 21a dans le cas où le réservoir d'admission 22 alimente un seul cylindre du moteur. Le volet tournant 130 fait un demi-tour par tour de vilebrequin. L'enveloppe 132 de l'obturateur 21 a est constituée d'un tambour tronqué de section rectangulaire dans le sens perpendiculaire au flux d'air et inséré dans la tubulure qui conduit l'air vers le réservoir d'admission 22. Le volet tournant 130 a son axe 131 sur celui du tambour 132 et tourne à l'intérieur de celui-ci perpendiculairement au sens de circulation de l'air dans la tubulure. L'axe 131 est entraîné en rotation par le vilebrequin avec une phase bien déterminée afin que les ouverture et fermeture consécutives de l'obturateur 21 a se fassent selon le diagramme de la figure 1 la. L'obturateur 21 a est fermé lorsque le volet tournant 130 vient affleurer les parois en arc de cercle du tambour 132. Si 0LA représente l'angle de la phase d'admission Ainsi, on voit facilement sur la figure 12a que pour obtenir un angle de fermeture inférieur ou supérieur à otA, il suffit de tronquer plus ou moins le tambour 132. Le tracé en trait plein 133 qui est le plus fermé correspond à une ouverture seulement sur l'arc 136 de la figure 1 la. Le tracé en trait discontinu 134 donne une avance angulaire à l'ouverture de l'obturateur correspondant à l'arc 137 de la figure 1 la. Le tracé en pointillés 134' donne un retard angulaire à la fermeture de l'obturateur correspondant à l'arc 138 de la figure 1 la. n est aussi possible d'augmenter l'angle de fermeture de l'obturateur, ce qui revient à brider le moteur. Pour obtenir seulement l'un ou l'autre de ces deux effets avec modulation pendant le fonctionnement du moteur, afin de moduler son couple, il est possible de réaliser le stator 133 seulement selon le tracé 132 en trait plein et de commander seulement soit une avance soit un retard de phase sur le rotor 130 par exemple au moyen d'un procédé identique à celui décrit sur la figure 4d. Lors d'une variation rapide de commande d'augmentation de couple, le turbocompresseur 14-15 répond avec un certain retard dû à son inertie. Mais du fait qu'on possède un volume d'air compressé important contenu dans l'échangeur de chaleur 20 ou dans un volume équivalent, on peut, avant que la pression Pc fournie par le compresseur n'augmente, réaliser un apport de couple instantané palliant le retard du turbocompresseur par une action synchrone ou anticipée avec la commande de la servovalve d'échappement 118-119 (de la figure 8c) sur la commande d'un paramètre de remplissage du réservoir d'admission 22. Outre la modification de la phase du rotor décrite ci-avant, il est possible d'augmenter le volume d'admission 22a par déplacement du piston 22b (figure 10) s'il existe. Dans la plupart des cas il est préférable de prévoir une simple dérivation 21b de l'obturateur 21 a fournissant à la demande et de façon temporaire un débit d'air ininterrompu et contrôlé au réservoir d'admission 22 pour réaliser un apport de couple en soutenant partiellement la valeur du gradient de pression hp pendant sa décroissance. La dérivation 21b (figure 10) peut être fermée ou progressivement ouverte à l'aide d'un papillon 140 commandé par l'intermédiaire d'un organe 141 relié au dispositif de régulation 118120 de la servovalve d'échappement 25. n est donc possible de commander le papillon 140 et la servovalve d'échappement 25 en phase ou avec un déphasage calculé en fonction des paramètres de fonctionnement du moteur. Le papillon 140 de la dérivation 21b peut être remplacé par un dispositif à pointeau. Son effet, lorsqu'il est ouvert est représenté en pointillés sur la figure 13b. L'excédent d'air injecté dans le réservoir pendant la phase de balayage permet d'augmenter la pression d'admission finale Paf. La figure 12b illustre le cas où le réservoir d'admission 22 alimente deux cylindres 4 montés en opposition de phase. Le volet tournant 130 tourne à la même vitesse que le vilebrequin avec un diagramme de phase correspondant à la figure 1 lb. Dans ce cas, l'angle d'affleurement ssB pour l'obturateur principal 21a est égal à l'angle de la phase d'admission aB. On peut comme précédemment jouer légèrement sur l'angle d'avance et de retard d' 1 + k Pc = Pe + AP initial = Pe (1+ ) = Pe x K n avec K= constante si n est fixe montre qu'il est facile de le faire. Si en plus on fait varier n comme cela est indiqué, le problème est à traiter globalement. Cette régulation proportionnelle peut avantageusement remplacer le moyen simplifié de régulation sur le niveau maximum de AP décrite ci-avant au sujet de la soupape de décharge 33. Comme il a été dit précédement, le procédé de l'invention est applicable à tous les types de moteur à deux temps existants pour les rendre plus performants. En particulier, les moteurs à balayage équicourant peuvent être adaptés pour bénéficier pleinement de l'invention. Parmi ces moteurs à balayage équicourant existants, les moteurs dont la distribution se fait par deux pistons sont particulièrement intéressants. En particulier ces moteurs Diesel à deux temps ont été conçus avec des cylindres desservis par deux pistons égaux animés de mouvements opposés qui agissent soit sur deux vilebrequins montés dans l'alignement des cylindres et couplés sur un arbre de sortie unique, soit sur un seul vilebrequin au moyen d'un système biellebalancier. La puissance de ces moteurs est restée limitée. On connaît aussi un moteur à allumage commandé par étincelles utilisant l'essence comme carburant du type à balayage équicourant, comportant deux cylindres contigus d'axes parallèles et possédant un volume mort avec une chambre de combustion en commun de volume vo. Malheureusement, cette disposition physique des cylindres impose un volume vo important et le rapport volumétrique V + vo vo I1 est impossible de réaliser des moteurs à allumage par compression du type Diesel présentant cette configuration (rapport volumétrique nécessaire de l'ordre de 20) à moins d'avoir un taux de suralimentation excessivement élevé avec de grosses cylindrées. Le procédé de suralimentation objet de la présente invention a permis à l'inventeur de concevoir un moteur Diesel à deux temps de type nouveau, irréalisable auparavant, dont l'architecture mécanique qui est un compromis inédit entre les deux moteurs signalés ci-dessus présente des possibilités de réalisation intéressantes dans de nombreuses applications. Cette structure nouvelle présente une forme caractéristique sensiblement triangulaire vers le haut. Ces moteurs dénommés pour cette raison moteurs delta ou moteurs font Objet de la description qui va suivre. I1 est possible de réaliser de tels moteurs de toutes tailles pouvant fournir des puissance allant de quelques kilowatts (kW) à quelques dizaines de mégawatts (MW), et cela avec des pressions effectives moyennes de suralimentation, donc des puissances volumiques très élevées. Pour différencier la terminologie de ce moteur constitué de paires de demi-cylindres juxtaposés 145a et 145b de celle des moteurs à un seul piston par cylindre, le mot cylindre utilisé pour ces derniers sera remplacé par "double cylindre" 145 dans le cas du moteur A La figure 14 illustre un exemple de réalisation d'un moteur à double cylindre A à allumage par compression selon l'invention. Le moteur comprend deux demi-cylindres 145a et 145b dont les axes font un angle 8. Les demi-cylindres qui sont coiffés par le haut par une culasse 146 reçoivent respectivement un piston 147a qui assure la distribution de l'admission et un piston 147b celle de l'échappement. Le piston d'échappement 147b est à son point mort haut sur la figure 14 tandis que le piston d'admission 147a est en retard de phase d'un angle ç par rapport au piston d'échappement 147b. L'ensemble de suralimentation du moteur A est celui précédemment décrit (figures 2, 4, 8 et 10). Dans l'exemple représenté, le point de volume minimum dans la chambre de combustion 148 commune aux deux demi-cylindres 145a et 145b du moteur sera atteint quand le moteur aura tourné de cp/2 par rapport à la position représentée sur la figure 14. La culasse 146 supporte l'injecteur de carburant 13 et délimite la chambre de combustion 148. Optionnellement on peut prévoir une ou plusieurs soupapes 149 d'aide à la décompression rapide en plus des lumières d'échappement 150 du demi-cylindre 145b. Les lumières d'échappement 150 débouchent par la conduite d'échappement 10 dans le séparateur 23 qui envoie les gaz brûlés soit vers la conduite 28 en direction du turbocompresseur 1415, soit vers la conduite 29 en direction du réservoir tampon 24. Le moteur A élémentaire comprend une paire de demi-cylindres. Chaque piston 147a, 147b entraîne par l'intermédiaire de sa bielle associée 151 un vilebrequin représenté par son maneton 152a, 152b. Les manetons de vilebrequin 152a, 152b sont solidaires de deux roues dentées 162a et 162b appelées par la suite roues primaires. Le mouvement de rotation des roues primaires 162a et 162b est transmis à un arbre central 154 muni d'une roue dentée 154a au moyen de deux satellites 155a et 155b. On va maintenant décrire plus en détail le moteur A de la figure 14 en commençant par la partie haute du moteur en se référant aux figures 15 et 16. Afm de réduire l'espace entre les axes des deux vilebrequins actionnés par les pistons d'admission 147a et d'échappement 147b, l'angle 8 entre les axes des deux demi-cylindres 145a et 145b est choisi aussi petit que possible. La surface de communication entre les deux demi-cylindres 145a et 145b est suffisamment grande pour permettre le libre passage des gaz pendant la phase de balayage cpb. Lorsque les deux pistons 147a et 147b sont en position de symétrie par rapport à leur point mort haut, avec déphasage de + et - cl/2, le volume mort vo commun aux deux demi-cylindres 145a, 145b est le minimum. Ce volume mort doit être assez réduit pour permettre le fonctionnement en allumage par compression. Par ailleurs, il est nécessaire que la force résultante de la pression des gaz agisse sur les piston 147a et 147b selon les axes respectifs des demi-cylindres 145a et 145b. Pour permettre le libre passage des gaz pendant la phase de balayage (pb, les demi-cylindres 145a et 145b sont sécants à la partie supérieure du moteur et séparés par un plan imaginaire P1 qui est le plan médian entre les deux axes des demi-cylindres. Le plan P1 fait un angle al= 6/2 avec les axes des demi-cylindres. La culasse 146 est posée selon un plan P4 perpendiculaire au plan P1. L'arc d'ellipse qui délimite l'ouverture de communication entre les demi-cylindres 145a et 145b situé sous le plan P4 présente une surface S'. Cette surface S' est partiellement encombrée par la culasse 146 (figure 16c). La section de passage réelle Sp pour les gaz entre les deux demi-cylindres 145a et 145b qui est légèrement inférieure à la surface S' doit être suffisante pour laisser passer les gaz de balayage. Le débit maximum de gaz est lié aux caractéristiques du moteur, telles que les dimensions des demicylindres 145a, 145b, la vitesse linéaire maximum des pistons 147a, 147b, le taux de compression fournie par le turbocompresseur 14-15, les coefficients de perte de charges et l'utilisation normale du moteur. La section de passage Sp est aussi liée à la surface totale Sla des lumières d'admission 7. Comme le phénomène de limitation de débit de gaz n apparaît que vers les hauts régimes de rotation du moteur, que l'ouverture des lumières d'admission 7 varie pendant la phase d'admission cpa, que la surface de passage Sp est constante, on peut déterminer la section de passage Sp par la relation suivante: Sp = kSla (0,6 Sk Si le coefficient k est voisin de 0,6, le moteur sera normalement suralimenté aux bas régimes de rotation et sera bridé par manque d'air vers les hauts régimes. Cela peut être réalisé volontairement conjointement avec la limitation de débit de la pompe d'injection de carburant. Comme montrés sur les figures 15a et 15b, les pistons d'admission 147a et d'échappement 147b sont taillés selon un premier plan représenté par le segment A'B' parallèle au plan P1 et délimitant une surface S1. Si le segment A'C' représente la section droite du piston dont le rayon est égal à R1 et si l'on choisit le triangle A'B'C' rectangle en B', la surface de l'arc d'ellipse projetée sur le plan P1 a pour valeur suivante S1 = R12 x (20cl Sin2al cos2al)/sinal (2) la connaissance de la valeur de S1 et de la forme exacte de la culasse 146 permet donc de calculer la valeur de al, c'est-à-dire l'angle 8 entre les axes des deux demi-cylindres 145a et 145b. Le segment B'C' se trouve dans un plan P2' qui est perpendiculaire au plan P 1. L'arc d'ellipse projeté sur le plan P2' a pour surface: S2' = R12 x (7t - 2a1 + Sin2al cos2al)/cosal (3) Les forces F1 et F2', exercées par la pression des gaz sur les plans P1 et P2' respectivement leur sont perpendiculaires, proportionnelles à leur surface respective S1 et S2' et appliquées à leur barycentre respectif. La force résultante doit passer par l'axe du piston. Si les plans P1 et P2' sont perpendiculaires, les conditions ne sont remplies que pour al = 450. Une telle valeur de a1 qui rendrait le bas du moteur trop large n'est pas intéressante. Afin de réduire l'encombrement de la partie inférieure du moteur A, il est nécessaire de réduire l'angle al. Si a1 est inférieur à 450 le segment B'C' est plus grand que le segment A'B', ce qui signifie que la surface S2' devient plus grand que la surface S1. n en résulte que la composante transversale de F2' l'emporte sur celle de F1 et il y a production d'un couple. Si l'on conserve le segment A'B' en faisant pivoter le plan P2' autour du point B' en augmentant l'angle C'B'A', le grand axe de l'ellipse délimitant la surface S2' diminue régulièrement pour entraîner une diminution de la composante transversale F2'. n existe donc un plan de section du cylindre P2 passant par B'D' pour lequel le couple décrit ci-dessus devient minimum. Auquel cas l'angle en B' entre les deux plans de section P1 et P2 est obtu. Il est également possible de réduire la composante transversale de F2' en conservant le plan P2' perpendiculaire au plan P1 sur une partie seulement et en relevant l'extrémité de l'ellipse représentée par sa trace MoNo. La partie relevée MoNo a une section en arc d'ellipse S3 qui peut être parallèle à la section droite A'C' du piston de sorte que la force exercée par la pression sur la section S3 ne présente pas de composante transversale. Ceci permet à la fois de diminuer la composante transversale totale de F2' et de déplacer son point d'application jusqu'à l'annulation du couple cité ci-dessus. Au point de volume minimum où les deux pistons 147a et 147b sont déphasés de + et - (p/2 par rapport au point mort haut, leurs surfaces S 1 sont situées vis-à-vis l'une de l'autre et distantes d'un intervalle permettant les dilatations thermiques des pistons. Aux régimes de rotation moyens et élevés le début de l'inflammation du combustible et la montée en pression qui en résulte se fait alors que le piston d'échappement 147b est plus haut que celui d'admission (avance de phase (p). Afin que l'onde de reflux ne dégrade pas son sommet, il est possible de réaliser un chanfrein S'1 entre les surfaces S1 et S2' afin d'augmenter les caractéristiques mécanique et thermique des pistons. D'une manière générale, l'usinage des pistons 147a et 147b tient également compte de la configuration de la chambre de combustion 148. Les structures des pistons décrites ci-dessus peuvent être adaptées et optimisées en fonction des paramètres concernant la chambre de combustion. La découpe des deux demi-cylindres 145a et 145b par le plan P1 et leur juxtaposition fournissent une arête d'intersection qui devient très aiguë vers le bas. Le rabotage 142 (figure 15a) de cette arête sur quelques millimètres ne gêne en rien le fonctionnement du moteur et permet d'augmenter la section de passage Sp d'une valeur S4 représentée sur la figure 16c. On se réfere aux figures 16a à 16c pour décrire la culasse 146 associée aux demi-cylindres 145a et 145b. Le volume de l'espace compris d'une part entre les deux pistons 147a et 147b, et d'autre part entre les pistons et la culasse 146, doit être calculé afin que le rapport volumétrique soit assez élevé pour permettre l'allumage par compression du mélange gazeux dans la chambre de combustion 148. La découpe par un plan horizontal P4 perpendiculaire au plan P1 permet d'assurer l'étanchéité du joint de culasse non représenté. Etant donné que la découpe des pistons selon l'invention peut avoir une surface S2 faisant un angle obtu avec le plan P1, le plan P4 de joint de culasse doit être dans ce cas situé au-dessus du point D' à une distance suffisante pour absorber tous les jeux de dilatation thermique et le calaminage possibles des pistons 147a, 147b. Les demi-cylindres 145a et 145b dessinent sur le plan P4 deux arcs d'ellipse de centre 04 et qui se rejoignent sur le plan P1 (figure 16b). A l'intérieur de ces arcs d'ellipse, la culasse 146 ne peut pas être plane car c'est elle qui va recevoir le dessin de la chambre de combustion principale 148 ainsi que des couloirs d'air 157 destinés à produire la turbulence nécessaire au brassage des particules de carburant dans l'air. Les têtes des pistons 147a et 147b participent également à la définition de la chambre de combustion 148. Pour le calcul de la forme et de la position de la chambre de combustion principale 148, il faut tenir compte du déphasage Hx(l-cosup)/2 = 0,015H (où H représente la course des pistons). A bas régime avec (p = 15 , lorsque commence l'injection de carburant avec une avance voisine de 200 par rapport au moment où les pistons 147a et 147b sont symétriques et au voisinage du point mort haut, le piston d'admission 147a est à moins 27,50, celui d'échappement à moins 12,50 par rapport au point mort haut. La valeur du décalage entre les deux pistons est alors égale à environ 0,045H. Si le rapport volumétrique est voisin de 20, à ce niveau de compression il y a environ deux fois plus de volume, donc d'air au-dessus du piston d'admission 147a qu'au-dessus du piston d'échappement 147b. Ce rapport est encore vrai pour des avances à l'injection de carburant de 30 à 40 qui sont nécessaires à haut régime de rotation du moteur. A noter que ces valeurs augmentent quand le déphasage (p ou le rapport volumétrique augmente. Le rapport entre les volumes de gaz auaessus des deux pistons 147a, 147b varie brutalement sur quelques degrés de rotation du vilebrequin pour s'égaliser au point de volume minimum quand les pistons 147a et 147b sont symétriques par rapport à leurs points morts hauts respectifs. Le rapport entre les volumes au-dessus des pistons va ensuite s'inverser d'un piston sur l'autre pour enfin tendre à nouveau à s'égaliser en fin de la phase de détente. En d'autres termes, pendant la phase de compression, il y a reflux d'air du demi-cylindre d'échappement 145b vers le demi-cylindre d'admission 145a Le flux s'inverse brutalement au moment de l'inflammation du carburant injecté, puis s'inverse à nouveau plus calmement quand le piston d'admission 147a en retard de phase sera redescendu de quelques dizaines de degrés. Ce fonctionnement produit un très violent brassage du mélange carburant/air très favorable à l'inflammation et à la combustion complète du mélange carburant/air. Pour des moteurs dont le volume unitaire des double-cylindres 145 est supérieur au litre, il est possible de réaliser l'injection directe dans une cavité circulaire 158 creusée dans la culasse 146. Deux sillons 157 dirigés tangentiellement donne à l'air un très violent mouvement tourbillonnaire autour du sommet de l'injecteur 13. On peut profiter de cette cavité circulaire 158 pour augmenter la section de passage des gaz d'un demi-cylindre à l'autre pendant la phase de balayage çb en la faisant déborder de part et d'autre du plan de séparation P1, mais la cavité 158 sera avantageusement disposée de façon asymétrique et décalée au-dessus du piston d'admission 147a en retard de phase. Pour certaines applications il est préférable et possible de réaliser l'injection indirecte à l'aide d'une chambre de précombustion de type connu. Pour d'autres applications faisant intervenir des cylindrées unitaires importantes il est possible de conjuguer ensemble les deux méthodes. Afin d'obtenir dans tous les cas un rapport volumétrique suffisamment élevé dans la chambre de combustion 148, la culasse 146 possède de préférence des bossages de compensation 158' (figure 16c) situés au-dessous du plan P4. De tels bossages sont dessinés pour donner à l'air et au mélange carburant/air enflammé ensuite le meilleur mouvement possible tout en respectant le rapport volumétrique retenu. Pour les gros moteurs dont le diamètre des pistons est important, il est possible de prévoir plusieurs cavités 158 d'injection directe comportant chacune un injecteur 13. Pour des moteurs à injection directe dont la contre-pression d'échappement Pe dans le réservoir tampon 24 aux régimes normaux de fonctionnement est élevée, par exemple Pe supérieur ou égal à deux fois la pression atmosphérique, on pourra prendre un rapport volumétrique nettement inférieur à 20 dans la chambre de combustion. La mise en route du moteur ou le maintien du ralenti, alors que le réservoir tampon 24 n'est pas encore sous pression et que le balayage se fait sans l'apport efficace du turbocompresseur 14-15, peuvent présenter des difficultés. Dans ce cas, la culasse 146 peut présenter en plus une chambre de précombustion 159 reliée à la chambre de combustion par injection directe 148 par un canal 159'. Outre son injecteur 13', la chambre de précombustion 159 possède une bougie de réchauffage 144 de forte puissance insérée dans le volume de turbulence de la chambre de précombustion 159. La température de l'air situé devant l'injecteur 13' est alors suffisante pour que le mélange s'enflamme spontanément sans que la pression nominale soit atteinte. Le mélange enflammé plus ou moins riche en carburant est alors violemment soufflé vers la cavité d'injection directe 158, ce qui apporte l'énergie nécessaire à l'inflammation globale du mélange carburant/air dans la chambre de combustion 148. C'est dans ce cas le réglage de l'avance à l'injection dans la chambre de précombustion 159 qui détermine le point d'allumage du moteur aux très bas régimes. Pratiquement le volume de la chambre de précombustion 159 sera, selon la caractéristique du moteur, comprise entre 1/5 et 1/3 du volume mort total. Il en résulte que la valeur du rapport volumétrique peut être réduite d'environ 25%. En effet, l'élévation de température lors d'une injection dans la chambre de précombustion 159 peut conduire à une augmentation de la pression globale d'environ un tiers. Cette valeur qui est variable en fonction de la quantité de carburant injectée dans la chambre de précombustion 159 est suffisante pour faire enflammer le carburant qui sera injecté dans la chambre d'injection directe 148. Si la chambre de précombustion 159 permet les démarrages aisés du moteur, elle peut aussi en assurer seule le ralenti et le ralenti accéléré du moteur avec apport d'un léger couple. Dans ce cas, l'injecteur direct 13 ne sera alimenté que par sollicitation de l'accélérateur à partir d'une demande d'un certain niveau de couple. Quand le régime de rotation du moteur augmente, la pression de balayage devient suffisante pour que l'action de la chambre de précombustion 159 ne soit plus nécessaire. Son injecteur associé 13' peut alors être encore alimenté, mais ce n'est plus lui qui gère la phase de l'avance à l'allumage, ou bien il peut être inhibé et dans ce cas la chambre de précombustion 159 devient un système à réserve d'air. Grâce aux moyens de mesure et de régulation électronique pouvant coordonner le débit et la pression d'air avec le débit et la phase des injecteurs 13, 13', ce mécanisme s'applique avantageusement avec une grande souplesse de fonctionnement sur des moteurs dont le diamètre des demi-cylindres est égal ou supérieur à environ 10 cm et fonctionnant à vitesse et couple variable, donc en particulier ceux destinés aux véhicules industriels, agricoles, de transport routiers et en général toutes les applications de transport, de propulsion, groupes électrogènes, etc. Dans la première partie ça de la phase d'échappement zpe où les gaz brûlés se détendent vers le turbocompresseur 14-15, le débit des gaz est gêné du fait que les lumières d'échappement 150 (figure 14) ne sont que partiellement ouvertes. Un passage de section plus importante facilitant la sortie du demi-cylindre 145b des gaz sous pression améliore de façon très appréciable le balayage et les performances du moteur. La surface de la culasse 146 est suffisante pour loger en plus une ou deux soupapes d'aide à la décompression rapide 149 qui s'ouvrent en même temps que les lumières d'échappement 150. La soupape d'aide à la décompression rapide 149 peut rester ouverte jusqu'à ce que le piston d'échappement 147b atteigne le voisinage du point mort bas du demicylindre d'échappement 145b, c'est-à-dire sur environ 700, qui est l'instant où elle est approximativement atteinte par la couche d'air frais du balayage. Cette soupape d'aide à la décompression rapide 149 sera avantageusement logée au-dessus du piston d'échappement 147b le plus loin possible du plan de séparation P1 des deux demi-cylindres 145a et 145b. I1 est possible de mettre deux soupapes d'aide à l'échappement 149 de plus petite taille (figure 16b). Un calcul simple montre que deux soupapes d'aide à l'échappement 149 de diamètre égal à 0,35 fois le diamètre du demi-cylindre doublent approximativement l'efficacité des lumières d'échappement 150 pendant la phase de décompression zpd du cylindre vers le compresseur 14-15. ll est ainsi possible de réduire la hauteur des lumières d'échappement 150, donc d'améliorer le remplissage en air frais du fait que les lumières d'admission 7 vont se fermer avec un retard plus grand sur celles d'échappement et augmenter ainsi de quelques % le rendement et la puissance du moteur. La conduite 156 (figure 16a) issue des soupapes d'aide à la décompression rapide 149 rejoint la conduite 28 partant du séparateur 23 en direction du turbocompresseur 14-15. Dans le cas où le turbocompresseur 14-15 comporte deux étages, il est possible que les conduites 156 et 28 alimentent chacune un étage du turbocompresseur. Une des soupapes d'aide à la décompression rapide 149 peut être utilisée pour aider au démarrage du moteur. Le moteur doit effectuer un certain nombre de tours avant d'avoir atteint la vitesse de rotation permettant l'allumage. Outre les inerties et les frottements, les compressions successives consomment une énergie très importante prélevée sur le démarreur. Si l'une des soupapes d'aide à la décompression rapide 149 est maintenue ouverte, l'effet de compression n'existe plus et le moteur peut être lancé plus rapidement à vitesse plus élevée. I1 suffit alors de libérer la soupape en même temps que l'injection de carburant pour se trouver instantanément dans les meilleures conditions d'allumage. Afin que la soupape 149 utilisée pour l'aide au démarrage ne gêne pas le passage du piston d'échappement 147b dans sa position voisine du point mort haut, elle est maintenue ouverte seulement sur quelques millimètres en respect avec l'espace qui la sépare du piston, au moyen d'un dispositif commandé qui bloque par limitation de course sa fermeture totale. Ce dispositif ne gêne en rien l'action de la came qui ouvre naturellement la soupape d'aide à la décompression rapide 149 lorsque le piston est vers le point mort bas. Le dispositif de limitation de course peut être réalisé par un quelconque moyen connu. Pour les gros moteurs, on peut aussi utiliser ce mécanisme au moment de l'arrêt, pour supprimer ainsi tout risque de rotation en sens inverse. * Eventuellement, des capteurs de pression et/ou de température non représentés peuvent, à l'aide d'une régulation électronique, corriger le débit de la pompe d'injection de carburant. L'inventeur a vérifié par calculs que la puissance au litre obtenue avec un moteur A à deux temps du type Diesel suralimenté selon l'invention est environ le double de celle obtenue avec un moteur à quatre temps de même cylindrée suralimenté avec un air de même densité. Selon l'exemple montré sur la figure 14, l'angle 6 formé entre les axes des deux demi-cylindres 145a et 145b est de l'ordre de 500. Les lumières d'admission 7 et d'échappement 150 sont réparties sur la périphérie du demi-cylindre d'admission 145a et du demi-cylindre d'échappement 145b respectivement. A titre de valeur indicative la surface de l'ensemble des fenêtres d'admission peut être choisie voisine de la moitié de la surface de la section droite du demi-cylindre soit - 0,4 D2. La surface et la hauteur des fenêtres d'échappement sont 1,5 fois plus grandes. La répartition des lumières d'admission et d'échappement tient compte de la forme de la tête des pistons d'admission 147a et d'échappement 147b. Les bords inférieurs des lumières coïncident avec le niveau de la surface supérieure du piston correspondant lorsqu'il se trouve à son point mort bas. Le rapport entre la largeur d'une lumière et le pas séparant deux lumières voisines peut être choisi de l'ordre de 3/5. Les pistons 147a et 147b sont assez longs pour recouvrir les lumières d'admission 7 et d'échappement 150 quand ils sont à leur point mort haut. Le bas du moteur est donc isolé de l'air d'admission et des gaz brûlés. Le piston d'admission 147a est partiellement refroidi par l'entrée de l'air frais. Le complément peut se faire par jet d'huile non représenté. Le piston d'échappement 147b ne bénéficie pas du refroidissement par l'air frais et devra être refroidi par exemple par jet d'huile de façon plus conséquente. La longueur importante des pistons est favorable à leur refroidissement. A cause de l'allongement des pistons et de la nécessité de mettre un segment inférieur, les demi-cylindres et les bielles associés sont plus longs que dans un moteur à quatre temps de course équivalente. La figure 14 montre un mode d'exécution de l'entraînement des vilebrequins 152 et de l'arbre de sortie 154. Les deux vilebrequins qui sont disposés symétriquement par rapport au plan de séparation des cylindres sont callés avec le déphasage (p nécessaire au fonctionnement du moteur. Plus particulièrement la figure 17 représente un vilebrequin élémentaire caractérisé par son maneton 152a,b avec deux tourillons coaxiaux 152, sa masse d'équilibrage 152'. Une roue dentée 162a,b (roue primaire) est montée en bout de l'un des tourillon 152. Le diamètre de la roue dentée doit être compatible avec la vitesse linéaire autorisée de sa primitive comprise entre 8 et 16 m/seconde environ selon le couple à transmettre et la durée de vie espérée de la roue primaire. O pouvoir réaliser toute une gamme de moteurs de 1 à n doubles cylindres. Les conduites d'admission et d'échappement peuvent être réunies sur un dispositif de compression unique (ensemble réservoir tampon 24, turbocompresseur 14Si5, échangeur de chaleur 20) s'il est suffisant pour alimenter la totalité des cylindres, suivi d'un nombre nécessaire de distributeurs volumétriques 21-22. Si le nombre de doubles cylindres est trop important, on installe, asservis sur le même réservoir tampon 24 deux ou plusieurs groupes de compressiondistribution volumétriques identiques. En revanche, la longueur de l'arbre central 154 reste spécifique à chaque type de moteur. n est possible alors d'avoir sur l'arbre central 154 autant de roues d'engrenage 154a qu'il y a de doubles cylindres. Les circuits de graissage et de refroidissement intérieurs par jet d'huile peuvent rester individuels ou commandés par des pompes communes. ll est aussi possible de réaliser un moteur en ligne compact avec seulement deux vilebrequins à n manetons pour l'ensemble des n double cylindres du moteur. Dans ce cas, l'arbre central 154 peut être court et ne posséder qu'une seule roue dentée 154a disposée au niveau d'une extrémité ou du milieu des vilebrequins. La figure 18 illustre un montage "flat twin" avec deux doubles cylindres montés en opposition. Un rotor 161 à double couronne dentée présente sa couronne extérieure 161a s'engrenant sur les roues dentées primaires 162a-d des quatre vilebrequins, et sa couronne dentée intérieure 161 b agissant sur la roue dentée 1 54a de l'arbre central 154 au moyen de deux satellites 163. Afin d'éviter une usure localisée entre les petites roues primaires 162a-d d'entrainement et la grande couronne dentée extérieure 161a du tambour 161, les nombres de dents respectifs seront, si possible, premiers entre eux. On peut également envisager de supprimer le rotor 161 sur la figure 18 en augmentant le diamètre des satellites 163 de façon à ce que chacun s'engrène directement sur deux roues primaires 162a, c et 162b, d. Un moteur "flat twin" peut être constitué à l'aide de 2n doubles cylindres A, chacune des deux rangées étant réalisée selon un montage en ligne décrit ci-dessus. Dans le cas de l'empilement linéaire de doubles cylindres indépendants, le rotor 161 prend la forme d'un tambour avec n roues dentées extérieures 161a. On peut remarquer que les quatre vilebrequins 162a-d tournent dans le même sens (figure 18). Si l'on veut monter les deux ou les deux séries de doubles cylindres identiquement, par simple rotation autour de l'arbre central, l'admission se fera d'un côté par le haut et de l'autre côté par le bas. ll en est de même pour l'échappement. Ceci est représenté plus particulièrement par la figure 19a qui montre un montage de deux doubles cylindres identiques dont la disposition d'un double cylindre se déduit de celle de l'autre par rotation de 1800 autour du rotor 161. Si celui de gauche fait son admission Al par le piston du haut, celui de droite fait son admission A2 par le piston du bas. Sur la figure 19b, le double cylindre de gauche est monté comme précédemment, mais celui de droite est retourné sur lui-même de façon que les deux admissions A1 et A2 se fassent par le haut. Le sens de rotation imposé par le tambour 161 est le même sur les quatre vilebrequins, cela signifie que le double cylindre de droite tourne en sens inverse de celui de gauche. Le montage de la figure 19b se révèle plus pratique que celui de la figure 19a, car les circuits d'admission entrent symétriquement par le haut et ceux d'échappement sortent symétriquement par le bas ou inversement. Mais sur le double cylindre de droite il faut modifier (par rapport à celui de gauche) ce qui dans le moteur est asymétrique à savoir: inverser la commande des cames asymétriques ou celle du distributeur rotatif, décaler de zpa - Pour les gros moteurs développant quelques milliers de kilowatts on peut réaliser le montage en couronne comme illustré sur la figure 20. Dans cet exemple, trois doubles cylindres A s'engrènent sur un même rotor 161. En augmentant le diamètre du rotor 161, il est possible de monter m > 3 doubles cylindres dans le même plan autour du rotor 161. On constate que le montage en opposition constitue le cas particulier du montage en couronne dans lequel m = 2. Comme pour le montage en flat twin, le montage en couronne peut comporter n tranches identiques de double cylindres. La vitesse de rotation du tambour 161 diminue de façon inversement proportionnelle avec son diamètre, c'est-à-dire soit avec m, soit avec les dimensions des doubles cylindres. Comme cela a été décrit précédemment, il est possible de sortir toute la puissance sur l'arbre central 154 tournant à la vitesse désirée ou sur deux arbres de sortie concentriques tournant en sens inverse à des vitesses différentes. n est possible pour des applications particulières de réaliser des moteurs creux avec m x n doubles cylindres A de cylindrée donnée montés en couronne. La vitesse de rotation du tambour 161 est inversement proportionnelle à m. Les paliers de ce rotor peuvent constituer la partie intérieure de roulements à rouleaux par exemple, dont la partie extérieure peut être constituée par l'armature rigide qui soutient les cylindres. On obtient ici un moteur creux dont le travail peut être récupéré à l'intérieur même du rotor ou sur un tube le prolongeant. L'étanchéité peut être faite aux extrémités du tube. n résulte de ce qui précède que l'invention du double cylindre A suralimenté permet de réaliser des moteurs de toutes dimensions et de toutes puissances simplement en juxtaposant rigidement des modules de double cylindres standardisés autour d'un rotor spécifique à l'application. L'invention s'applique également aux moteurs à deux temps à allumage commandé par étincelle dont le carburant est par exemple l'essence. Dans le cas des moteurs à allumage commandé, le rapport volumétrique entre la somme du volume balayé par le piston et le volume mort d'une part et le volume mort d'autre part est de l'ordre 8, ce qui permet d'avoir un volume mort de 2 à 2,5 fois plus grand que dans le cas des moteurs à allumage par compression où le rapport volumétrique avoisine 20. Les moteurs à allumage commandé peuvent avoir une vitesse de rotation très supérieure à celle des moteurs à allumage par compression. Dans ce cas, le séparateur d'échappement 23 sera avantageusement du type rotatif. De plus, la quantité de carburant doit être proportionnelle à la quantité d'air traité par les cylindres pour fournir un mélange stoechiométrique air-carburant. Les problèmes généraux des moyens de dosage et leurs solutions variées sont supposés connus de l'homme du métier et ne seront pas développés dans ce texte. Le carburant doit être volatilisé dans l'air et le mélange air-carburant doit être le plus homogène possible dès le début de la phase de compression. De préférence, les moteurs à deux temps à allumage commandé suralimentés possèdent des papillons de réglage du débit des gaz d'admission disposés dans le circuit d'admission le plus près possible des entrées des cylindres. On doit également éviter qu'il y ait des fuites du mélange air-carburant par les orifices d'échappement avant leur fermeture. L'invention s'applique aux principaux types de moteurs à deux temps à allumage commandé classiques qui sont rappelés brièvement ci-après: - les moteurs à balayage transversal dont la distribution est assurée uniquement par le piston, avec les orifices d'admission d'échappement disposés diamètralement opposés près du point mort bas, - les moteurs à balayage équicourant à un piston par cylindre avec une distribution par lumières autour du point mort bas et des soupapes dans la culasse, - les moteurs à balayage équicourant comprenant deux cylindres contigus d'axes parallèles avec un volume mort et une chambre de combustion en commun, une bielle unique en forme de Y pour positionner les deux pistons dont l'un découvre les lumières d'admission et l'autre les lumières d'échappement avec une certaine avance de phase. Un tel moteur n'est pas réalisable en version à allumage par compression selon la technique actuelle à cause de son volume mort trop important. En plus du perfectionnement aux moteurs existants signalés cidessus, l'invention permet de réaliser des moteurs à double cylindre à allumage commandé dont la structure s'apparente à celle des moteurs A à allumage par compression décrits précédemment. Pour tous ces moteurs suralimentés selon le procédé de l'invention, le bas du moteur qui est étanche au mélange air-carburant est conçu comme de lui d'un moteur à quatre temps traditionnel avec son graissage et son refroidissement propre. Le piston est cependant un peu plus long afin de recouvrir les lumières d'admission et d'échappement quand il est au point mort haut. Grâce à l'invention, on peut réaliser des moteurs dans une large gamme de puissance pouvant répondre par exemple aux besoins des véhicules routiers ou navals tels que voitures de tourisme ou bateaux de plaisance, avec des puissances inférieures à environ 200 chevaux, et également dans le domaine de l'aéronautique avec des besoins en moteur léger, compact et de puissance élevée pouvant atteindre quelques milliers de chevaux. En plus du perfectionnement aux moteurs existants, l'invention permet de réaliser un moteur A à allumage commandé dont la structure est semblable au moteur A à allumage par compression décrit précédemment. La figure 21 a montre un schéma d'un moteur A à allumage commandé suralimenté selon l'invention. Cette figure est à rapprocher de la figure 14 qui représente un moteur A à allumage par compression suralimenté selon l'invention. Le moteur de base comprend un double cylindre 145a-b dont les axes font un angle 6, avec un volume mort commun servant de chambre de combustion. Les deux pistons agissent sur deux vilebrequins 153a-b réunis par un rotor 154. Le dispositif lié à la suralimentation est commun, après adaptation, à tous les types de moteurs deux temps à allumage commandé cités ci-avant. Il comprend le séparateur d'échappement 23 du type rotatif, le réservoir tampon 24 et sa servovalve d'échappement 25, le compresseur 14-15 et sa régulation 33 ainsi que le distributeur volumétrique 21-22 avec ses accessoires. Le volume mort pour le moteur à allumage commandé étant légèrement supérieur au double de celui du moteur à allumage par compression, on peut réaliser ainsi un haut de cylindre plus simple notamment en ce qui concerne le profil des têtes de pistons d'admission 147a et d'échappement 147b. L'angle 6 entre les deux axes des demi-cylindres d'admission 145a et d'échappement 145b peut être réduit à une valeur compatible avec toutes les exigences d'écartement du bas du moteur, la limite inférieure étant imposée par l'écartement minimum des deux vilebrequins représentés par leurs roues dentées associées 162a et b qui permet le passage des têtes de bielles 151. Sur la figure 21a, l'angle 6 est de l'ordre 150. La chambre de combustion 148 est creusée dans la culasse 146. De même, dans la culasse 146 sont creusés deux évidements 170 dans le prolongement des deux demi-cylindres 145a et 145b pour permettre le passage d'une partie de la tête des pistons 147a et 147b sans que les segments 171 des pistons ne dépassent le plan P4 du joint de culasse. Le dessin de la culasse 146 ainsi défini délimite une section de passage entre les deux demi-cylindres 145a, 145b suffisamment grande pour le balayage des gaz brûlés tout en permettant d'avoir des têtes de piston délimitées par un plan P5 perpendiculaire à leur axe respectif ou légèrement bombées au-dessus de ce plan. Au niveau du plan du joint de culasse P4, les demi-cylindres 145a et 1 45b ne sont pas sécants et leur section est limitée par ce plan P4 sous forme de deux ellipses non jointives. Le dessin de la cavité délimitant la chambre de combustion 148 doit en outre favoriser un balayage hélicoïdal des gaz dans le demi-cylindre d'échappement 145b, ce qui est simple à réaliser au moyen d'une chicane non représentée. La forme régulière des têtes de piston permet dans ce cas d'avoir des lumières d'admission 172 et d'échappement 173 comprise entre deux plans parallèles qui sont perpendiculaires aux génératrices des demi-cylindres 145a et 145b. Le piston d'échappement 147b est en avance de phase d'un angle (p sur le piston d'admission 147a. La culasse possède une ou plusieurs bougies d'allumage 174, l'une d'elles se trouvant directement au-dessus du piston d'admission 147a afin de produire des étincelles au contact de la poche du mélange frais aircarburant lorsque le papillon d'admission 175 est peu ouvert et qu'une partie des gaz imbrûlés non évacués se trouve essentiellement audessus du piston d'échappement 147b. La culasse 146 peut comporter éventuellement une ou deux soupapes 149 d'aide à la décompression rapide des demi-cylindres 145a et 145b vers le turbocompresseur 14-15, et un injecteur non représenté sur les dessins si le principe d'injection directe est retenue. Les gaz brûlés d'échappement sont traités de façon similaire au mode de réalisation précédemment décrit. Après le séparateur 23 qui peut avoir un rotor (figure 21a) ou deux rotors (figure 21d), on retrouve la conduite 28 en direction du turbocompresseur 1415 et la conduite 29 en direction du réservoir tampon 24 fournissant la contrecompression d'échappement Pe au moteur, ainsi que le dispositif de régulation 33. On peut utiliser un ou plusieurs carburateurs pour la pulvérisation du carburant dans l'air d'admission mais c'est la technique d'injection électronique multipoint plus performante qui est préconisée et décrite. Dans l'exemple illustré sur la figure 21a, on installe un papillon d'admission 175 devant les lumières d'admission 172 de chaque demicylindre d'admission 145a. Le volume 176 compris entre le papillon d'admission 175 et l'ensemble des lumières d'admission 172 doit être le plus petit possible tout en permettant le passage du débit maximum directif et réparti uniformément sur l'ensemble des lumières 172. Pour les moteurs destinés aux véhicules routiers ou autres à régime très variable, le volume 22a du réservoir d'admission 22, qui alimente un ou deux double cylindres, doit être calculé avec plus précision que dans le cas des moteurs à injection interne. Lorsque le papillon d'admission 175 est grand ouvert, quelle que soit la vitesse de rotation du moteur, il faut éviter que le mélange frais air-carburant ne s'échappe par les lumières d'échappement 173. Comme pour les modes de réalisation précédents, il faut s'attacher particulièrement à réguler au mieux la pression Pc fournie par le turbocompresseur 14-15 en tenant compte des paramètres que sont le volume 22a du réservoir d'admission 22 et les caractéristiques de l'obturateur principal 21a. Théoriquement, avec une pleine ouverture du papillon d'admission 175, la couche du mélange frais air-carburant doit atteindre sans le dépasser le niveau des orifices d'échappement, qu'ils soient sous forme de lumières d'échappement 173 ou de soupapes d'échappement non représentées. Dans les moteurs à deux temps à balayage équicourant et en particulier ceux possédant deux pistons par cylindre, le volume mort est complètement balayé et si le papillon d'admission 175 est suffisamment ouvert, tout le volume du cylindre peut être rempli du mélange air-carburant. Avec un rapport volumétrique de 8, cela donne un volume de 14% supérieur à la cylindrée balayée par les pistons. n convient d'en tenir compte dans le calcul du volume 22a du réservoir d'admission 22, ainsi que dans celui de la puissance maximum que peut délivrer le moteur, en particulier ceux destinés à l'aéronautique qui fonctionnent en permanence à une vitesse de rotation constante voisine du maximum, donc de régulation plus aisée. Si l'injection de carburant se fait en amont des papillons d'admission 175, par exemple à l'intérieur du réservoir d'admission 22 à l'aide de l'injecteur 177, l'objectif de suppression des fuites de carburant par les orifices d'échappement 173 peut être obtenu à l'aide d'un dispositif annexe 178-179. Son rôle consiste à envoyer entre chaque période d'admission, pendant que les orifices d'admission sont fermés, une bouffée d'air frais dépourvu de carburant à l'intérieur du volume 176 qui entoure les fenêtres d'admission pour le purger des gaz carburés en les refoulant à l'intérieur du volume 22a du réservoir. Lors de l'admission suivante c'est cet air frais qui va entrer en premier dans le cylindre et éventuellement déborder par les orifices d'échappement. La figure 21f montre quatre courbes dans un repère ayant en abscisse le nombre de tours moteur. La courbe 180 repère les phases d'admission cpa correspondant environ au quart de tour du moteur. La courbe 181 représente la fermeture de l'obturateur principal 21a et de l'obturateur secondaire 179, lorsque le réservoir d'admission 22 alimente un seul cylindre. La courbe 182 caractérise la valeur de la pression d'admission Pa qui oscille entre Pc et Pe dans le volume 176 devant les lumières d'admission. La courbe 183 indique l'amplitude des bouffées d'air frais injectées dans le volume 176. L'ensemble du dispositif de purge comprend un obturateur tournant secondaire 179 en phase avec l'obturateur principal 21a. Ses dimensions sont plus petites. Il est directement alimenté en air frais dépourvu de carburant fourni par le compresseur 14-15 à la pression Pc. Cet obturateur est relié au moyen de la conduite 188 à un limiteur 178 qui contient un pointeau mobile 186, normalement maintenu en position fermée dans le cône 185 au moyen de ressort 187. Lorsque le pointeau 186 du dispositif de dérivation 178 est déplacé par compression de son ressort de rappel 187 et maintenu partiellement ou totalement ouvert, l'air peut circuler en direction de la conduite 184 qui le véhicule jusqu'au volume 176 entourant les lumières refermées 172 sous l'effet du gradient de pression instantané Pc-Pa développé à l'instant où l'obturateur secondaire 179 s'ouvre. La conduite 184 débouche dans le volume 176 à l'opposé de l'orifice d'entrée des gaz venant du réservoir. Lorsque le papillon de réglage du débit des gaz d'admission 175 n'est que partiellement ouvert et que le cylindre ne se remplit pas de mélange frais air-carburant, ce qui est le cas des moteurs à balayage équicourant et allumage commandé, le pointeau 186 doit rester en position fermée. Lorsque l'ouverture du papillon peut permettre le remplissage du cylindre et son débordement, le pointeau est ouvert progressivement. S'il y a un risque que le mélange air-carburant final se trouve appauvri, le calculateur de l'injection non représenté, assisté d'une sonde à oxygène ou autre capteur non représenté le prendra en charge. L'ouverture du pointeau 186 est donc commandée à partir d'une certaine position du papillon 175. La commande peut être effectuée au moyen d'un étrier 189 solidaire de l'axe 190 du papillon 175 qui agit sur le pointeau 186 pour l'ouvrir, seulement en fin de course, ou par tout système donnant un résultat équivalent. Vers les très hauts régimes de rotation du moteur, il est possible que le cylindre n'ait plus le temps de se remplir complètement. L'arrivée d'air de purge peut alors être progressivement ralentie et coupée à l'aide d'une valve à commande électrique non représentée. Pour les moteurs destinés à l'aéronautique toumant à vitesse pratiquement constante, le réservoir d'admission volumétrique 22 peut être dimensionné pour cette vitesse et le dispositif de purge 178 peut être supprimé. Sur de tels moteurs aéronautique, le turbocompresseur 14-15 sera calculé très largement pour suralimenter le moteur sous sa pression nominale en altitude et permettre au moteur de fournir une surpuissance importante pendant les quelques minutes nécessaires au décollage et aux ascensions. Si l'on suppose que le moteur à son régime de rotation nominale fournisse une puissance de 120 chevaux au litre (moteur A de cylindrée unitaire de deux litres par exemple) pour une suralimentation massique de 1,3, le compresseur 14-15 devra assurer le débit nécessaire à la pression Pc = 1,3 bar + Ap initial dans un air raréfié de 40 à 50%. Par ailleurs, lors du décollage ou d'une ascension, il est intéressant de disposer momentanément d'une surpuissance très importante, de 30% par exemple, au même régime de rotation, produite par une augmentation du couple. Le moteur doit alors être conçu mécaniquement pour accepter temporairement une suralimentation massique de 1,7. La demande de cette surpuissance agit sur la commande de la servovalve d'échappement 25 qui porte Pe à cette valeur et le compresseur 14-15 asservi doit alors fournir Pc' &num; 1,9 bar + Ap'. A ces régimes il reçoit toujours assez d'énergie venant de l'échappement du moteur. Le bas du moteur A à allumage commandé illustré sur la figure 21 a se différencie de celui du moteur à allumage par compression (figure 14) de cylindrée égale par trois caractéristiques principales: - les vitesses de rotation des vilebrequins sont environ de 1,5 à 2 fois plus grandes. Cela est dû à une vitesse linéaire des pistons accrue et à une course généralement plus faible des pistons; - les puissances volumiques sont dans un rapport supérieur ou égal à 2; - les axes des vilebrequins sont plus rapprochés du fait que l'angle 6 entre les axes des demi-cylindres 145a et 145b peut être réduit. Comme illustré sur la figure 21 a, les deux vilebrequins représentés par leurs roues dentées associées 162a et 162eb sont couplés au moyen d'une roue dentée centrale 160 de faible diamètre qui n'augmente pas les dimensions du moteur. L'arbre de sortie 154 peut être porté par l'un des vilebrequins, par exemple celui du piston d'échappement 147b qui fournit le plus de puissance. Il est aussi possible de mettre l'arbre 154 sur la roue centrale 160 mais qui dans ce cas tourne moins vite avec un couple plus élevé et en sens inverse. Bien entendu, le moteur A à allumage commandé peut être réalisé par modules standards et montés en ligne, en opposition, en V ou en couronne comme il a été décrit précédemment pour le moteur A à allumage par compression. Plus particulièrement les figures 22a et 22b représentent deux montage du moteur A à allumage commandé. La figure 22a caractérise le montage de deux doubles cylindres A en opposition. ll peut comporter 2n doubles cylindres. L'arbre de sortie 154 peut être centré sur l'axe du rotor 161 ou décentré en 154' avec une vitesse de rotation différente. La figure 22b représente partiellement un montage en couronne comportant plusieurs doubles cylindres A. Le rotor 161 tangent à toutes les roues primaires 162 permet la réalisation d'un moteur creux de diamètre intérieur limité par une cloison cylindrique 195. I1 est également possible de monter des satellites entre les roues primaires 162 de chaque double cylindre pour entraîner un rotor central plus petit et plus rapide (non représenté sur la figure 22b). I1 est également possible de réaliser un montage sur le même axe que le rotor principal 161 de deux autres rotors concentriques 196 et 197 tournant en sens inverse avec des vitesses compatibles avec les hélices d'avion. ll suffit pour ce faire d'entraîner le rotor 196 au moyen de groupes de deux satellites 198 s'engrenant dans la couronne intérieure 161b du rotor 161. Le rotor 197 est entraîné en rotation par plusieurs satellites indépendants 199 qui s'engrènent avec la couronne intérieure 161b du rotor 161. Un tel montage peut être utilisé pour entraîner deux hélices concentriques tournant en sens inverse avec des vitesses de rotation égales ou différentes. Ce montage en couronne de n cylindres ou en tambour avec m x n cylindres s'il possède m tranches, réalisé à partir de double cylindres A sur la figure 22b peut aussi être conçu avec les autres types de moteurs deux temps à balayage équicourant et suralimentés selon le procédé de l'invention. REVENDICATIONS 1. Procédé de suralimentation pour moteurs à deux temps caractérisé en ce qu'il consiste, pendant la phase de balayage ( l. 2. Procédé de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 1, caractérisé en ce que la phase d'échappement ((pe) du cylindre est séparée en deux phases successives à l'aide d'un séparateur d'échappement (23) qui, pendant la phase de décompression ((pu) du cylindre définie par l'intervalle de temps compris entre l'ouverture de l'échappement (OE) et l'ouverture de l'admission (OA), envoie les gaz brûlés sur l'organe moteur d'un compresseur primaire (14-15) récupérant leur énergie et, pendant la phase de balayage ( 3. Procédé de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que le compresseur volumétrique pour le cylindre (4) est constitué d'un compresseur primaire (14-15) avec son régulateur (33) de types connus, suivi d'un distributeur volumétrique formé par un réservoir d'admission (22) avec son obturateur rotatif (21a) et introduit dans le cylindre avec une pression d'admission (Pa) une quantité d'air suffisante et limitée quelque soit le régime de rotation du moteur. 4. Procédé de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 3, caractérisé en ce que la pression (Pc) fournie par le compresseur primaire (14-15) au distributeur volumétrique (21 22) est régulée en fonction de la contrepression d'échappement (Pe) de façon à optimiser la valeur du gratient de pression (AP) à l'ouverture de l'admission (OA) en fonction du régime moteur. 5. Procédé de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'une variation commandée de la valeur de la contrepression d'échappement (Pe) à l'aide des commandes (116 à 120) de la servovalve d'échappe pement (25) de l'enceinte pressurisée, l'injection de carburant restant optimale, entraîne une variation quasi proportionnelle de la masse d'air traitée par le cylindre, donc du couple moteur. 6. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps pour la mise en oeuvre du procédé selon l'une des revendications précédentes, caractérisé, en ce qu'il comprend trois sous ensembles constitués respectivement par un séparateur d'échappement (23), un compresseur volumétrique (14-15, 21-22, 33) et une enceinte pressurisée (24-25) qui sont communs et s'appliquent à tous les types de moteurs à deux temps, qu'ils soient du type à injection interne au cylindre et allumage par compression ou du type à injection externe et allumage commandé par étincelle. 7. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 6, caractérisé en ce que les orifices d'échappe pement, par soupape (9) ou lumières (150, 173), de chaque cylindre débouchent directement sur un séparateur d'échappement (23) qui, ouvert en direction du compresseur primaire (14-15) avec une avance angulaire de 200 à 450 par rapport au début (OE) de l'ouverture de l'échappement et pendant la phase de décompression ( 8. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 7, caractérisé en ce que le séparateur d'échap- pement (23) comprend une soupape à deux directions (27) qui relie l'entrée (10) soit vers la conduite (28) et le compresseur quand la came de commande (30) comprime son ressort de rappel (31), soit vers la conduite (29) et le réservoir tampon (24) quand la came libère sa pression. 9. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 7, caractérisé en ce que le séparateur d'échap pement (23) comprend deux soupapes (70, 71) ouvertes en opposition à l'aide d'un balancier (72), une came de commande (73) exerçant sa pression sur la première soupape (70) qui ouvre la direction du compresseur primaire en comprimant son gros ressort de rappel (74), la détente de ce ressort 74) comprimant à l'aide du balancier le ressort de rappel (75) plus faible de la seconde soupape (71) lorsque la came libère brusquement sa pression. 10. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 7, caractérisé en ce que le séparateur d'échappe pement (23) comprend un clapet (76) basculant autour de son axe (82) sur l'un ou l'autre des deux sièges disposés à l'entrée des conduites (28) et (29), l'ouverture de la conduite (28) en direction du compresseur primaire se faisant lorsque la came de commande (80) du clapet comprime son ressort de rappel (81). 11. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 8 à 10, caractérisé en ce que la came de commande (30, 73, 80) de l'organe mobile du séparateur d'échappe pement (23) tourne à la vitesse de rotation du vilebrequin avec un calage déterminé, que le profil de la came se compose d'une surface d'appui de rayon constant sur environ 2700, suivi d'une rampe en pente douce qui en augmentant le rayon positionne l'organe mobile par compression de son ressort de rappel avec une avance de phase et pendant la phase de décompression ( 12. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 11, caractérisé en ce que l'entraînement des cames de commande de l'organe mobile des séparateurs à basculement se fait par l'intermédiaire d'une roue libre qui possède un point de calage unique par tour, obtenu avec un seul cliquet mobile (93) prenant appui sur un seul cran (99) et qui n'entraîne pas l'arbre secondaire (96) en cas de rotation inverse au sens normal de l'arbre primaire (91). 13. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 7, caractérisé en ce que le séparateur d'échap pement (23) comprend un rotor (50) de forme cylindrique dans laquelle est taillé un évidement en forme de large sillon longitudinal concave (52) ayant ses bords sur deux génératrices du cylindre séparées par une étendue angulaire égale à l'angle d'ouverture de l'échappement OE-FE, ce rotor tournant à la vitesse de rotation du vilebrequin. 14. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 13, caractérisé en ce que le rotor (50) tourne à l'intérieur d'un tambour fixe (57) de forme cylindrique creuse et de même axe possédant trois fenêtres rectangulaires disposées longitudinalement selon des génératrices, la fenêtre d'entrée (51) centrale dirigée vers les orifices d'échappement du cylindre pouvant être mise en communication avec la fenêtre de sortie en direction (28) du compresseur primaire (14-15) située en amont par l'intermédiaire de l'évidement du rotor, et ensuite mise en communication avec la fenêtre de sortie en direction (29) du réservoir tampon (24) située en aval, l'évidement du rotor pouvant permettre un chevauchement des deux directions sur quelques degrés de rotation. 15. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 6 à 14, caractérisé en ce que la phase des cames de commande (30 ; 73 ; 80) ou celle du rotor (50) par rap port au vilebrequin peut être modifiée en avance ou en retard au moyen d'un dispositif de commande d'avance (60) du séparateur d'échappement (23), ce dispositif comportant reliées entre elles au moyen d'une courroie crantée (66), une poulie d'entraînement (61) tournant à la vitesse du vilebrequin, une poulie entraînée (63) de même diamètre solidaire du (des) rotor(s) (50) ou par l'intermédiaire de la roue libre (90) à l'arbre des cames (30 ; 73 ; 80) du (des) séparateur(s), une poulie de commande de l'avance (64) déplacée transversalement par un vérin de commande (67) disposé en aval de la poulie entraînée (63) entre cette dernière et la poulie d'entraînement (61), et une roue tendeur de compensation disposée en amont. 16. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 6 à 15, caractérisé en ce que la valeur de la contrepression d'échappement (Pe) est provoquée et régulée dans le réservoir tampon (24) au moyen d'une servovalve (25) qui comprend un limitateur de débit (100) et freine le débit de sortie de gaz, l'ouverture variable du pointeau (101) du limiteur de débit (100) s'effectuant sous l'effet de la pression (Pe) sur un dispositif (108 à 117) élastique, amorti avec une bande passante voisine de un hertz et ayant un coefficient d'élasticité réglable en fonctionnement. 17. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 16, caractérisé en ce que le limiteur de débit de gaz (100) de la servovalve d'échappement (25) comporte un ou deux étages successifs avec un ou deux pointeaux (101, 122) de forme conique emboîtés axialement dans un ou deux divergents d'échappe pement (102, 123) en forme de cône femelle de même angle (y) que le pointeau correspondant, le tout étant disposé entre le réservoir tampon (24) où est maintenue la pression (Pe) et l'atmosphère à Po, le(s) pointeau(x) étant animé(s) d'un mouvement de translation axial qui permet une ouverture progressive de l'orifice de passage des gaz par l'intermédiaire des moyens de commande (108 à 120). 18. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 17, caractérisé en ce que le(s) pointeau(x) est (sont) commandé(s) par un axe (107) solidaire d'un piston (108) sur lequel agit une différence de pression (Pe-Po), d'un amortisseur (113) qui peut être du type hydraulique et, d'un ou de deux ressorts de rappel (115, 116) dont l'élasticité est modifiable en fonctionnement par exemple au moyen d'une came (119, 120) à rayon variable ou d'un vérin qui comprime plus ou moins le ressort d'appoint (116), ladite came ou ledit vérin étant commandé par l'organe central de régulation du moteur. 19. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 18, caractérisé en ce que le volume cylindrique (111) dans lequel se meut le piston (108) est relié au réservoir tampon (24) par l'intermédiaire d'un tube (110) possédant un orifice calibré (110a), la dimension du calibre étant réglée pour que l'ensemble mobile amorti ait une bande passante voisine de un hertz. 20. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 6 à 19, caractérisé en ce que pour un moteur à deux temps comportant n cylindres le compresseur volumétrique, qui est constitué d'un ensemble de dispositifs comprenant un compresseur primaire (14-15) de type connu, par exemple turbo- compresseur ou système COMPREX associé à son régulateur (33), destiné à fournir l'air nécessaire sous la pression (Pc) à l'ensemble du moteur, suivi de n ou n/2 distributeurs volumétriques chacun associé à un cylindre ou à deux cylindres montés en opposition de phase, fournit à ce moteur à chaque admission la quantité d'air sous la pression (Pa) qui lui est nécessaire. 21. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 20, caractérisé en ce qu'un distributeur volumétrique associé à un cylindre comprend un réservoir d'admission (22) de volume (22a) compris entre les orifices d'admission (7) du cylindre moteur et un obturateur rotatif (21a) de son entrée venant d'un compresseur primaire (14-15), cet obturateur étant ouvert pour remplir le réservoir (22) d'air à la pression Pc = Pa initiale pendant que les orifices d'admission (7) sont fermés, ensuite fermé pendant la phase d'admission quand les orifices d'admission (7) sont ouverts, de façon que la quantité d'air : [(Pc-Pe) x volume d'admission 22a] se transfere dans le cylindre approximativement selon la loi de Mariotte: PV = constante. 22. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 21, caractérisé en ce qu'un obturateur secondaire (21b) à papillon (140) ou à pointeau, commandé par le dispositif de régulation générale du moteur, est monté en parallèle sur l'obturateur rotatif principal (21a) afin de relever la pression (Pa) en fin de phase d'admission dans le cas des moteurs à allumage par compression. 23. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 6 à 22, caractérisé en ce que l'organe moteur (14) du compresseur primaire (14-15) est régulé à l'aide d'un capteur différentiel (33) sur lequel agissent en opposition la pression (Pc) captée en aval du compresseur primaire (15) et avant les obturateurs (21) des réservoirs d'admission (22) et la pression (Pe) prélevée à l'intérieur du réservoir tampon d'échappement (24), lequel capteur agit soit sur une valve de décharge soit sur le dispositif à géométrie variable de l'organe moteur (14) du compresseur primare s'il en comporte un. 24. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 6 à 23, caractérisé en ce que dans le cas des moteurs à allumage commandé et injection de carburant externe au cylindre, le mélange stoéchiométrique air-carburant se fait à l'aide d'un injecteur (177) à l'intérieur du réservoir d'admission (22) qui dans ce cas est séparé des orifices d'admission (7) par un papillon (75) de réglage des gaz. 25. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 24, caractérisé en ce que l'on associe au dispositif d'alimentation des moteurs à deux temps à injection externe un système anti-pollution constitué par un dispositif de purge (178-179) qui lorsque le papillon dépasse un seuil d'ouverture qui permet le remplissage du cylindre en gaz frais, chasse au moyen d'air pur le mélange carburé qui se trouve au voisinage des orifices d'admission (172) pendant que ceux-ci sont fermés, ce dispositif de purge alimenté en air frais à la pression (Pc) comprenant un obturateur tournant (179) en phase avec l'obturateur principal (21a) suivi d'un limiteur de débit (178) à pointeau (186), l'ouverture du pointeau se faisant progressivement par la commande du papillon seulement à partir du seuil d'ouverture critique. 26. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendications 6 à 23, caractérisé en ce que les pressions de suralimentation facilement obtenues autorisent, dans le cas des moteurs à allumage par compression dont la distribution de l'admission et de l'échappement se fait à l'aide de deux pistons se mouvant en opposition, un volume mort de dimensions suffisantes pour permettre de séparer le cylindre initial en deux demicylindres (145a et 145 b) faisant entre eux un angle 6 voisin de 500 seulement et ayant un volume mort et une chambre de combustion en commun. 27. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 26, caractérisé en ce que le type de moteur à structure en A à allumage par compression est réalisé à partir de plusieurs double cylindres en A ayant en commun pour les suralimenter un réservoir tampon d'échappement (24) et sa servovalve (25), un compresseur primaire (14-15) avec son régulateur (33) et possédant chacun un séparateur d'échappement (23) et un distributeur d'admission (21-22). 28. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 26 ou 27, caractérisé en ce que ce module de double cylindre A à allumage par compression possède deux demicylindres (145a, 145b) présentant sous la culasse commune (146) un volume mort et une chambre de combustion (148) en commun, deux pistons dont l'un (147a) assure la distribution de l'admission et l'autre (147b) celle de l'échappement, deux vilebrequins (152a, b) d'axes parallèles et suffisamment rapprochés pour être couplés sur une arbre de sortie (154) soit à l'aide de deux roues dentées satellites (155a, b) seulement, soit à l'aide d'un rotor (161) sur lequel sont disposés plusieurs cylindres sur une même tranche en forme de couronne. 29. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 28, caractérisé en ce que le plan du joint de culasse (P4) fait un angle égal à (x-6)/2 avec l'axe de chacun des deux cylindres, la partie de ce plan (P4) intérieure aux demi-cylindres constituant une surface délimitée par deux arcs d'ellipse sécants sur le plan médian (P1) suffisamment grande pour contenir, décentrée vers le cylindre d'admission, la chambre de combustion principale circulaire (148) avec son injecteur de carburant (13) et ses couloirs d'accès des gaz (157) disposés tangentiellement à laquelle peut s'adjoindre une chambre de précombustion (159) débouchant par un canal (159') à l'intérieur de la précédente, et sur le côté situé au-dessus du cylindre d'échappement une ou deux soupapes (149) d'aide à la décompression rapide permettant d'évacuer, parallèlement aux lumières d'échappe pement (173), les gaz brûlés directement vers la conduite (28) en direction du compresseur pendant la phase de décompression ( 30. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon la revendication 28 ou 29 dans lequel le moteur A est à allumage par compression, caractérisé en ce que la tête des deux pistons (147a, 147b) présente une première surface plane (S1) en forme d'arc d'ellipse faisant un angle égal à 6/2 avec l'axe du piston dont l'aire est directement liée à la valeur de la section de passage des gaz entre les cylindres, qu'à l'intérieur du double cylindre ces surfaces sont disposées parallèlement au plan médian (P1), une deuxième surface (S2) dans un plan moyen (P2) dont l'angle avec le plan (P1) est calculé pour que la résultante des forces de pression agissant sur l'ensemble (S1 + S2) s'exerce selon l'axe du piston, cet angle est légèrement obtu. 31. Ensemble de suralimentation pour moteurs à deux temps selon l'une des revendication 26 à 30, caractérisé en ce que par analogie, l'architecture globale du moteur en A à allumage par compression s'applique aussi aux moteurs à allumage commandé par étincelle et injection externe qui disposant d'une chambre de combustion deux fois plus grande possèdent deux pistons (147a, b) à tête plate ou bombée de section perpendiculaire à l'axe des cylindres disposés selon un angle 6 de préférence voisin de quinze degrés.