Brevet FR3062188A1 — publié le 20180727

ORGANE D'ÉQUILIBRAGE ET SYSTÈME D'ÉQUILIBRAGE POUR ÉQUILIBRER UN MOTEUR À COMBUSTION INTERNE DOMAINE TECHNIQUE DE L'INVENTION [00011 L'invention se rapporte à l'équilibrage des moteurs à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs. ÉTAT DE LA TECHNIQUE ANTÉRIEURE [00021 Les moteurs à combustion interne conventionnels utilisent un mécanisme bielle-manivelle pour convertir le mouvement alternatif d'un piston en un mouvement de rotation d'un vilebrequin. Le piston se déplace en va-et-vient dans un alésage de cylindre dont une extrémité est fermée par une culasse. Le mouvement alternatif du piston définit un changement de volume interne du cylindre, ce dernier étant minimum lorsque le piston est proche de la culasse et maximum lorsque le piston est le plus éloigné de la culasse. [00031 Le piston fait un aller-retour par tour de vilebrequin. Chaque course complète, de la position de volume minimum à la position de volume maximum ou inversement, est appelée un temps du moteur. Dans un moteur à quatre temps, l'air comburant est aspiré dans le volume lors du premier temps. Le couple est appliqué à partir du vilebrequin pour comprimer l'air comburant au cours du deuxième temps et former un mélange entre le comburant et le carburant. Le mélange est converti en chaleur et en pression dans la chambre de combustion lorsque le volume est proche de son minimum. La pression agit sur le piston, créant un couple sur le vilebrequin durant le troisième temps. L'amplitude du couple varie avec le rapport de transformation variable du mécanisme bielle-manivelle et avec la pression dans le cylindre, qui diminue à raison de l'augmentation du volume créé par le mouvement du piston. Les gaz de combustion sont évacués durant le quatrième temps. [00041 Les quatre temps nécessitent deux rotations complètes du vilebrequin. Le couple sur le vilebrequin généré par un cylindre de moteur à quatre temps est quasi-nul au cours des quatrième et premier temps, légèrement résistant lors du deuxième 30 temps, et fortement moteur au cours du troisième temps. Cette impulsion de couple 3062188 2 engendre un couple de sortie du vilebrequin qui oscille autour de sa moyenne, ces variations devant être gérées par la chaîne cinématique de transmission en aval du moteur. [0005] Aux efforts transmis par chaque bielle à la manivelle associée du 5 vilebrequin correspondent des efforts appliqués au cylindre correspondant: d'une part, la pression s'exerçant dans la chambre de combustion a une résultante non nulle qui s'exerce sur la culasse, dans l'axe de translation du piston; d'autre part, les efforts exercés par le piston sur la chemise génèrent des efforts ayant une résultante sensiblement radiale par rapport à l'axe de translation du piston, et orientés, par 10 rapport à cet axe, à l'opposé de la bielle. Des efforts sensiblement opposés aux précédents sont appliqués par le vilebrequin aux paliers de guidage formés dans le bloc moteur. L'ensemble des efforts appliqués au bloc moteur présente une résultante non nulle et génère des couples, cette résultante et ces couples étant repris par les supports du bloc moteur. On s'intéressera dans la suite essentiellement à deux composantes 15 transmises aux supports du bloc moteur : d'une part la composante de la résultante des efforts qui est perpendiculaire à l'axe de révolution et parallèle à l'axe de translation des pistons, dite "pilon", et d'autre part le couple exercé autour de l'axe de révolution du vilebrequin, dit "couple de basculement". [0006] Le nombre d'événements de combustion par tour du vilebrequin détermine 20 l'ordre de l'harmonique principale du couple de sortie oscillant, du couple de basculement du bloc moteur sur ses supports, et du pilon. Pour un moteur à quatre temps, le nombre d'événements de combustion par tour de vilebrequin est égal à la moitié du nombre de cylindres. Ainsi, un moteur à quatre temps à quatre cylindres a une harmonique principale d'ordre deux ; un moteur à six cylindres à quatre temps a 25 une harmonique principale de troisième ordre. Lorsque le nombre de cylindres augmente, la fréquence de l'harmonique principale du couple de sortie et du mouvement oscillant du moteur augmente, alors que les amplitudes crête-à-crête du couple de basculement et du couple moteur diminuent, ce qui diminue le bruit et les vibrations transmises. Pour un moteur à deux temps, le nombre d'événements de combustion par tour de vilebrequin est égal au nombre de cylindres. 3062188 3 [0007] Le pilon et le couple de basculement ont la même fréquence, mais sont déphasés l'un par rapport à l'autre, le maximum du pilon pour un cylindre intervenant au début du troisième temps, alors que le maximum du couple de basculement est constaté au milieu du troisième temps. 5 [0008] Par ailleurs, le nombre de cylindres d'un moteur à combustion interne joue un rôle important dans la détermination des caractéristiques de frottement et de rejet de chaleur du moteur. Pour un déplacement donné, un nombre plus faible de cylindres se traduira généralement par une meilleure efficacité thermique et un frottement plus faible, ces deux facteurs se conjuguant pour diminuer la consommation de carburant. 10 Ainsi, on constate chez les motoristes une volonté de diminuer le nombre de cylindres pour une application donnée. Comme expliqué précédemment, ce souhait des motoristes est conflictuel avec le souhait de maîtriser les vibrations, les bruits et les variations de couple moteur. [0009] Des technologies existent pour atténuer les effets du déplacement sur les 15 supports de moteur, mais ces technologies ont généralement une plage fréquentielle d'atténuation qui est faible, qui ne permet pas de gérer toute la plage de vitesse du moteur. Lesdites technologies sont habituellement appliquées à la plus basse fréquence de résonance du système. Les fréquences restantes générées par la plage de fonctionnement du moteur restent problématiques. 20 [0010] Afin d'atténuer les vibrations, les variations de couple moteur et le bruit sur l'ensemble de la plage de fonctionnement du moteur, il a été proposé dans le document US2014230771 d'équiper le moteur d'un dispositif d'équilibrage dit "à nutation", qui comprend un coupleur couplé au vilebrequin du moteur de façon à être entraîné en rotation par le vilebrequin autour d'un axe perpendiculaire à l'axe de révolution du 25 vilebrequin, et une masse tournante couplée au coupleur, ce dernier étant configuré pour entraîner la masse tournante en synchronisation avec le vilebrequin. Le coupleur permet de faire varier le positionnement de la masse tournante pour la rapprocher ou l'éloigner de l'axe de révolution du coupleur. Mais le mécanisme est particulièrement complexe et son prix de revient très élevé. 3062188 4 EXPOSÉ DE L'INVENTION [00111 L'invention vise à remédier aux inconvénients de l'état de la technique et à proposer des moyens pour équilibrer un moteur à combustion interne. [00121 Pour ce faire est proposé, selon un premier aspect de l'invention, une 5 méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs, comportant un bloc moteur, un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence, méthode suivant laquelle : on entraîne en rotation par rapport au bloc moteur autour d'un premier 10 axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l'axe de référence, à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement ayant un premier balourd dynamique, et on entraîne en rotation par rapport au un bloc moteur autour d'un 15 deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l'axe de référence, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, un deuxième organe d'équilibrage de basculement ayant un deuxième balourd dynamique, en synchronisant la rotation du 20 premier organe d'équilibrage de basculement et du deuxième organe d'équilibrage de basculement de telle sorte que le premier organe d'équilibrage de basculement et le deuxième organe d'équilibrage de basculement génèrent ensemble sur le bloc moteur au moins un couple de compensation de basculement autour de l'axe géométrique de 25 référence. [00131 Par balourd dynamique, on entend ici une répartition des masses telle que l'axe principal d'inertie du corps considéré n'est ni confondu avec l'axe de rotation (absence totale de balourd) ni parallèle à l'axe de rotation (balourd statique). Il peut s'agir d'un balourd de couple, c'est-à-dire d'une répartition de masses qui se traduit 30 par un axe principal d'inertie sécant avec l'axe de rotation, ou d'un balourd dynamique 3062188 5 non particulier, à savoir un balourd superposant un balourd de couple et un balourd statique, se caractérisant par un axe principal d'inertie non parallèle à l'axe de rotation et non sécant avec l'axe de rotation. [0014] Le mouvement de rotation du premier organe d'équilibrage de basculement 5 autour du premier axe d'équilibrage de basculement et le mouvement de rotation du deuxième organe d'équilibrage de basculement autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement étant guidés par rapport au bloc moteur, en pratique par des paliers, la rotation synchronisée des deux organes d'équilibrage de basculement engendre au niveau du bloc moteur un couple de compensation qui vient compenser au moins 10 partiellement le couple de basculement. [0015] En pratique, la vitesse de rotation du premier axe d'équilibrage de basculement sera égale à la vitesse de révolution du vilebrequin ou à un multiple de cette vitesse. Le rapport prédéterminé entre la vitesse de révolution du vilebrequin et la vitesse de révolution des organes d'équilibrage de basculement dépend du type de 15 moteur. Pour un moteur à quatre temps, ce rapport sera de deux, alors que pour un moteur à deux temps il sera de un. On s'assure ainsi que le couple de compensation engendré par les organes d'équilibrage de basculement en rotation a la même fréquence que le couple de basculement. [0016] En pratique, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe 20 d'équilibrage de basculement sont symétriques l'un de l'autre par rapport à un plan de symétrie de basculement, le plan de symétrie de basculement étant de préférence perpendiculaire à l'axe géométrique de référence. On évite ainsi de générer sur le bloc moteur des couples ou des efforts résultants non utiles à la compensation du couple de basculement, et notamment un effort dans la direction de l'axe de référence. 25 [0017] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont parallèles. On évite ainsi de générer un effort résultant dans la direction de la bissectrice des deux axes d'équilibrage de basculement. 3062188 6 [0018] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on entraîne le premier organe d'équilibrage de basculement à l'aide d'une première liaison cinématique entre le vilebrequin et le premier organe d'équilibrage de basculement et l'on entraîne le deuxième organe d'équilibrage de basculement à l'aide d'une deuxième 5 liaison cinématique entre le vilebrequin et le deuxième organe d'équilibrage de basculement ou entre le premier organe d'équilibrage de basculement et le deuxième organe d'équilibrage de basculement. En pratique, la première liaison cinématique peut comporter un renvoi d'angle. [0019] L'alternative consistant à prévoir un entraînement auxiliaire autonome, 10 asservi en vitesse par une mesure de la vitesse de révolution du vilebrequin, par exemple par moteur électrique, reste possible. [0020] Suivant un mode de réalisation, on synchronise la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement et du deuxième organe d'équilibrage de basculement de telle sorte que le couple de compensation de basculement généré soit 15 maximal, en valeur absolue, sur un tour du premier organe d'équilibrage de basculement, lorsque le vilebrequin se trouve dans une position angulaire prédéterminée faisant un angle a par rapport à une position de référence du vilebrequin, qui est une position de point mort haut d'un cylindre du moteur à combustion interne. L'angle a est de préférence compris entre 00 et 50° dans le sens de 20 révolution du vilebrequin. L'angle a se situe aux environs du maximum d'effort du piston sur la chemise dû à la combustion, et vaut généralement entre 20° et 40°, typiquement environ 30°. Cet angle est dépendant des paramètres de combustion et de la cinématique de l'attelage mobile. On peut choisir une valeur de l'angle a constante, qui sera un bon compromis entre les différentes conditions d'utilisation rencontrées, 25 ou l'on peut faire varier l'angle a pour affiner l'atténuation du couple de basculement dans tous les cas de fonctionnement. Ainsi, suivant un mode de réalisation préféré, on module l'angle a en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. Le ou les paramètres de phasage comprennent de préférence au moins l'un des paramètres suivants : la vitesse de 30 révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l'angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, 3062188 7 ou la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. L'information de pression du cylindre peut être estimée ou mesurée. [0021] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage 5 de basculement, de préférence parallèle à l'axe géométrique de référence. De préférence, et pour tenir compte de l'encombrement des autres éléments de la chaîne cinématique de propulsion, le plan géométrique d'équilibrage de basculement est distant de l'axe géométrique de révolution du vilebrequin. [0022] Suivant un mode de réalisation préféré, le premier organe d'équilibrage de 10 basculement comporte une première masse d'équilibrage de basculement ayant une première valeur M1 et un premier centre de gravité situé d'un premier côté d'un plan de référence contenant l'axe de référence et perpendiculaire au plan d'équilibrage de basculement, à une distance D1 du plan de référence et à une distance El du premier axe d'équilibrage de basculement, le deuxième organe d'équilibrage de basculement 15 comporte une deuxième masse d'équilibrage de basculement ayant une deuxième valeur M2 et un deuxième centre de gravité situé du premier côté du plan de référence à une distance D2 du plan de référence et à une distance E2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement, et l'on fait varier au moins une des distances D1, E1, et au moins une des distances D2, E2, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage 20 parmi des paramètres de fonctionnement du moteur. De préférence l'on fait varier D1, E1, D2, et/ou E2, de telle sorte que : Ml. Dl. El = 1/12 . D2 . E2 [0023] En pratique, et suivant un mode de réalisation particulièrement 25 avantageux, la valeur M1 de la première masse d'équilibrage de basculement et la valeur M2 de la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont égales, et la première masse d'équilibrage de basculement et la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie de basculement. On obtient ainsi une symétrie pour le mécanisme d'équilibrage, qui 3062188 8 permet par exemple de minimiser le nombre de pièces différentes et le temps de mise au point. [0024] Suivant différents modes de réalisation, le ou les paramètres de pilotage incluent un ou plusieurs des paramètres suivants : la vitesse de révolution du 5 vilebrequin, le couple moteur, la puissance moteur, l'angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur, et de préférence au moins la vitesse de révolution du vilebrequin en combinaison avec au moins un deuxième paramètre parmi les paramètres suivants : le couple moteur, la puissance moteur, 10 l'angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. En pratique, plusieurs paramètres pourront être retenus et utilisés simultanément ou non. [0025] Suivant un mode de réalisation, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement en 15 fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. Mais cette solution nécessite un apport d'énergie important pour vaincre la force centrifuge engendrée par la rotation de l'organe d'équilibrage de basculement. Suivant un mode de réalisation alternatif préféré, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement est constante, et l'on fait varier la distance 20 entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. On minimise ainsi l'énergie à fournir pour déplacer la première masse d'équilibrage, car il n'est pas besoin de vaincre la force centrifuge. Le mécanisme assurant le déplacement de la première masse d'équilibrage de basculement est relativement simple, puisqu'il ne 25 nécessite qu'un degré de liberté de translation. Naturellement, on prévoit de faire varier la position de la deuxième masse d'équilibrage de basculement de manière analogue à la première masse d'équilibrage de basculement. [0026] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de 30 référence de telle manière que, pour chaque vitesse de révolution du vilebrequin dans une plage de vitesses de révolution donnée, la distance entre la première masse 3062188 9 d'équilibrage de basculement et le plan de référence est une fonction monotone du couple moteur. Ce mode de réalisation se traduit par un couple de basculement qui est lui-même une fonction monotone, en l'occurrence une fonction croissante, du couple moteur, à vitesse de révolution du vilebrequin constante. 5 [0027] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, on fait varier la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence de telle manière que, pour chaque couple moteur dans une plage de couples moteurs donnée, la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence est une fonction monotone de la vitesse de révolution du 10 vilebrequin, au moins lorsque la vitesse de révolution du vilebrequin est supérieure à un seuil prédéterminé de vitesse. Ce mode de réalisation se traduit par un couple de basculement qui est lui-même, en valeur algébrique, une fonction monotone, en l'occurrence une fonction décroissante, de la vitesse de révolution du vilebrequin à couple moteur constant, au moins lorsque la vitesse de révolution est supérieure au 15 seuil prédéterminé. En l'espèce, le couple de basculement est fonction du carré de la vitesse de révolution, et le couple d'équilibrage généré par la première masse d'équilibrage de basculement augmente avec le carré avec la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, à une distance donnée du plan de référence, et linéairement en 20 fonction de la distance au plan de référence, à vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage donnée. [0028] En pratique, les deux lois de variation de la distance entre la première masse d'équilibrage et le plan de référence en fonction du couple à vitesse de révolution constante du vilebrequin et en fonction de la vitesse de révolution du 25 vilebrequin à couple constant sont utilisées conjointement, en définissant une loi à deux variables. [0029] Pour un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution 30 du vilebrequin est de préférence égal à N/2. 3062188 10 [0030] Pour un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N. 5 [0031] Pour symétriser le système d'équilibrage et éviter qu'il génère une résultante de forces parasite s'ajoutant le cas échéant au pilon du moteur, on peut avantageusement prévoir que le premier organe d'équilibrage de basculement comporte une troisième masse d'équilibrage de basculement de valeur M3 ayant un centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence opposé au premier 10 côté, à une distance D3 du plan géométrique de référence et à distance E3 du premier axe d'équilibrage de basculement, et que le deuxième organe d'équilibrage de basculement comporte une quatrième masse d'équilibrage de basculement de valeur M4 ayant un centre de gravité situé du deuxième côté du plan de référence à une distance D4 du plan géométrique de référence et à une distance E4 du deuxième axe 15 d'équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on fait varier au moins une des distances D3, E3, et au moins une des distances D4, E4, en fonction d'un ou plusieurs paramètres de pilotage parmi des paramètres de fonctionnement du moteur, de préférence de manière que : M3 . D3 . E3 = M4. D4. E4 20 [0032] Lorsque le vilebrequin se trouve dans la position angulaire prédéterminée précédemment définie, la troisième masse d'équilibrage de basculement et la quatrième masse d'équilibrage de basculement se trouvent de préférence d'un côté du plan d'équilibrage de basculement opposé à la première masse d'équilibrage de basculement et à la deuxième masse d'équilibrage de basculement. 25 [0033] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, l'on fait varier la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et/ou la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de fonctionnement du moteur. 3062188 11 [0034] Suivant un mode de réalisation, la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement sont fixes. 5 [0035] De préférence, les valeurs M1 et M3 sont égales et l'on fait varier la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et/ou la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement de manière que la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence soit égale à la distance entre la 10 première masse d'équilibrage de basculement et le plan de référence et que la distance entre la troisième masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement soit égale à la distance entre la première masse d'équilibrage de basculement et le premier axe d'équilibrage de basculement. [0036] Suivant un mode de réalisation, la troisième masse d'équilibrage de 15 basculement est positionnée de telle manière que la projection de la première masse d'équilibrage de basculement sur le plan de référence et la projection de la troisième masse d'équilibrage de basculement sur le plan de référence sont alignées avec la projection du premier axe d'équilibrage de basculement sur le plan de référence. [0037] De manière plus générale, les valeurs M1 et M3 et les distances D1, E1, et D3, 20 E3, sont de préférence telles que l'ensemble des deux masses M1 et M3 a un axe principal d'inertie sécant avec le premier axe d'équilibrage de basculement. De même, les valeurs M2 et M4 et les distances D2, E2, et D4, E4, sont de préférence telles que l'ensemble des deux masses M2 et M4 a un axe principal d'inertie sécant avec le premier axe d'équilibrage de basculement. 25 [0038] Dans le cas d'un moteur en ligne, le bloc moteur comporte des cylindres ayant des axes situés dans un plan de poussée, le plan de référence étant parallèle au plan de poussée. 3062188 12 [0039] Pour les moteurs à combustion interne présentant un effort de pilon justifiant un équilibrage, et notamment pour les moteurs à quatre cylindres à quatre temps en ligne, on peut prévoir que : l'on entraîne en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de pilon 5 perpendiculaire à un plan de référence de pilon contenant l'axe de révolution du vilebrequin, à une vitesse de révolution ayant un rapport constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin, une première masse d'équilibrage de pilon de valeur P1 et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon, à une distance F1 du premier axe 10 d'équilibrage de pilon, l'on entraîne en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de pilon parallèle au premier axe d'équilibrage de pilon et situé à distance du premier axe d'équilibrage de pilon, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution de la 15 première masse d'équilibrage de pilon, une deuxième masse d'équilibrage de pilon de valeur P2 et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence de pilon à une distance F2 du deuxième axe d'équilibrage de pilon, de manière que: Pl. Pl = P2. P2 20 [0040] Les deux masses d'équilibrage de pilon, qui tournent en sens opposé dans le plan de référence autour des axes d'équilibrage de pilon, engendrent ensemble des forces dont la résultante est située dans le plan d'équilibrage de pilon, perpendiculaire à Faxe de référence, et donc parallèlement au vecteur force du pilon à équilibrer. [0041] Suivant un mode de réalisation préféré, la première masse d'équilibrage de 25 pilon et la deuxième masse d'équilibrage de pilon sont symétriques l'une de l'autre par rapport à un plan de symétrie de pilon perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin. On obtient ainsi une symétrie souhaitée pour le mécanisme d'équilibrage, ce qui permet par exemple de minimiser le nombre de pièces différentes et le temps de mise au point. 3062188 13 [0042] Les axes d'équilibrage de pilon peuvent être distants des axes d'équilibrage de basculement sans nuire à la qualité de l'équilibrage réalisé. Toutefois, et selon un mode de réalisation préféré, on peut avantageusement prévoir que le premier axe d'équilibrage de pilon soit confondu avec le premier axe d'équilibrage de basculement 5 et que le deuxième axe d'équilibrage de pilon soit confondu avec le deuxième axe d'équilibrage de basculement, ce qui assure une plus grande compacité du mécanisme d'équilibrage. [0043] Pour certains moteurs, et notamment les moteurs à quatre cylindres à quatre temps, on sait que le pilon et le couple de basculement varient à la même 10 fréquence. On peut alors avantageusement prévoir que l'on entraîne en rotation la première masse d'équilibrage de pilon à une vitesse de révolution égale à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, et que l'on entraîne en rotation la deuxième masse d'équilibrage de pilon à une vitesse de révolution égale à la vitesse de révolution du deuxième organe d'équilibrage de basculement. 15 [0044] Il existe de préférence un déphasage constant non nul entre la rotation de la première masse d'équilibrage de pilon autour du premier axe d'équilibrage de pilon et la rotation de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, ce déphasage étant de préférence compris entre 500 et 130°. 20 [0045] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la première masse d'équilibrage de pilon fait partie intégrante du premier organe d'équilibrage de basculement et la deuxième masse d'équilibrage de pilon fait partie intégrante du deuxième organe d'équilibrage de basculement. Ainsi, la première masse d'équilibrage de pilon est solidaire de la première masse d'équilibrage de basculement en rotation 25 autour du premier axe d'équilibrage de basculement confondu avec le premier axe d'équilibrage de pilon. En pratique, la première masse d'équilibrage de pilon et la première masse d'équilibrage de basculement sont supportées par un corps ou arbre rotatif commun matérialisant le premier axe d'équilibrage. De manière similaire, la deuxième masse d'équilibrage de pilon est solidaire de la deuxième masse 30 d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement confondu avec le deuxième axe d'équilibrage de pilon. En pratique, la 3062188 14 deuxième masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse d'équilibrage de basculement sont supportées par un corps ou arbre rotatif commun matérialisant le deuxième axe d'équilibrage. On réalise ainsi un dispositif d'équilibrage du couple de basculement et du pilon particulièrement compact. 5 [0046] Suivant un mode de réalisation particulièrement important en pratique, le moteur à combustion interne est un moteur en ligne, de préférence un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, les pistons se déplaçant parallèlement au plan de référence du moteur à combustion interne. Dans cette hypothèse, on peut avantageusement prévoir que : 10 l'on entraîne en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement, à une vitesse de révolution égale à deux fois la vitesse de révolution du vilebrequin, une première masse d'équilibrage de pilon de valeur P1 et ayant un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne, à une distance F1 du premier axe 15 d'équilibrage de basculement, l'on entraîne en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution de la première masse d'équilibrage de pilon, une deuxième masse d'équilibrage de pilon de valeur P2 et ayant 20 un centre de gravité situé dans le plan de référence du moteur à combustion interne à une distance F2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement, de manière que: P1. F1 = P2 . F2 [0047] En pratique, la première masse d'équilibrage de pilon et la deuxième masse 25 d'équilibrage de pilon sont de préférence symétriques l'une de l'autre par rapport à un plan de symétrie de pilon perpendiculaire à l'axe de révolution du vilebrequin. [0048] De préférence il existe un déphasage constant non nul entre la rotation de la première masse d'équilibrage de pilon et la rotation de la première masse d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement, ce 30 déphasage étant de préférence compris entre 500 et 130°. 3062188 15 [0049] Suivant un autre aspect de l'invention, celle-ci a trait à une méthode d'équilibrage d'un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs, comportant un vilebrequin tournant autour d'un axe géométrique de référence, méthode suivant laquelle : 5 on entraîne en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l'axe de référence, à une vitesse de révolution ayant un rapport prédéterminé avec la vitesse de révolution du vilebrequin, un premier organe d'équilibrage de basculement ayant un premier axe principal d'inertie non parallèle au premier axe 10 d'équilibrage de basculement, et l'on entraîne en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l'axe de référence, à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement, un deuxième organe 15 d'équilibrage de basculement ayant un deuxième axe principal d'inertie non parallèle au deuxième axe d'équilibrage de basculement, en synchronisant la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement et du deuxième organe d'équilibrage de basculement de telle sorte que le premier axe principal d'inertie et le deuxième axe 20 principal d'inertie sont symétriques l'un de l'autre par rapport à un plan de symétrie de basculement perpendiculaire à l'axe géométrique de référence. [0050] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l'un de l'autre par rapport au plan 25 de symétrie de basculement. De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement parallèle à l'axe géométrique de référence. De préférence, et pour tenir compte de l'encombrement des autres éléments de la chaîne cinématique de propulsion, le plan géométrique d'équilibrage de basculement 30 est distant de l'axe géométrique de révolution du vilebrequin. 3062188 16 [0051] Suivant un autre aspect de l'invention, celle-ci a trait à un système d'équilibrage apte à mettre en oeuvre le procédé précédemment décrit. En particulier, l'invention a trait à un système d'équilibrage pour équilibrer un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs comportant un bloc moteur, un vilebrequin 5 tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne autour d'un axe géométrique de référence, le système d'équilibrage comportant : un premier organe tournant d'équilibrage de basculement apte à être guidé en rotation par rapport au bloc moteur autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l'axe de référence, et ayant 10 un premier balourd dynamique par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement, - un deuxième organe tournant d'équilibrage de basculement apte à être guidé en rotation par rapport au un bloc moteur autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement non parallèle à l'axe de référence, et 15 ayant un deuxième balourd dynamique par rapport au deuxième axe d'équilibrage de basculement, un mécanisme d'entraînement synchronisé pour entraîner le premier organe d'équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement à une vitesse de révolution ayant un 20 rapport prédéterminé constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin, et pour entraîner le deuxième organe d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement à une vitesse de révolution d'amplitude égale et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de 25 basculement, de telle sorte que le premier organe d'équilibrage de basculement et le deuxième organe d'équilibrage de basculement génèrent ensemble sur le bloc moteur un couple de compensation de basculement autour de l'axe géométrique de référence. 30 [0052] Pour un moteur à combustion interne à quatre temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport prédéterminé constant entre 3062188 17 la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N/2. [0053] Pour un moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport prédéterminé constant entre 5 la vitesse de révolution du premier arbre d'équilibrage de basculement et la vitesse de révolution du vilebrequin est de préférence égal à N. [0054] En pratique, le système d'équilibrage comporte un ou plusieurs premiers paliers pour guider le premier organe tournant d'équilibrage de basculement en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement par rapport au bloc 10 moteur, et un ou plusieurs deuxièmes paliers pour guider le deuxième organe tournant d'équilibrage de basculement en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement par rapport au bloc moteur. Le cas échéant, les paliers peuvent être solidarisés directement au bloc moteur. Alternativement, le système d'équilibrage peut être pourvu d'un bâti à fixer au bloc moteur, et auquel les paliers sont intégrés. 15 [0055] Suivant un mode de réalisation, le mécanisme d'entraînement synchronisé comporte un mécanisme de transmission apte à établir une liaison cinématique entre le vilebrequin et le premier organe d'équilibrage de basculement et une liaison cinématique entre le vilebrequin et le deuxième organe d'équilibrage de basculement ou entre le premier organe d'équilibrage de basculement et le deuxième organe 20 d'équilibrage de basculement. Le mécanisme de transmission peut être de tout type approprié, comportant par exemple des courroies, des chaînes, des roues dentées et/ou des arbres de renvoi. Si une liaison cinématique entre le premier organe d'équilibrage et le deuxième organe d'équilibrage est prévue, celle-ci doit inverser le sens de rotation entre les deux organes d'équilibrage. Cette solution avec une seule 25 liaison cinématique entre le système d'équilibrage et le vilebrequin permet d'intégrer la liaison cinématique entre le premier organe d'équilibrage de basculement et le deuxième organe d'équilibrage de basculement à un bâti commun du système d'équilibrage. On peut alors proposer un système d'équilibrage compact et unitaire, dont le montage au moteur est aisé. 3062188 18 [0056] Suivant un mode réalisation, le système d'équilibrage comporte des moyens de modulation aptes à moduler un déphasage entre la rotation du premier organe d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement et la rotation du vilebrequin autour de l'axe de géométrique de référence, de préférence 5 en fonction d'un ou plusieurs paramètres de phasage parmi les paramètres de fonctionnement du moteur, le ou les paramètres de phasage comprenant de préférence au moins l'un des paramètres suivants: la vitesse de révolution du vilebrequin, le couple moteur, la puissance délivrée par le moteur, l'angle du vilebrequin correspondant à une pression maximale dans un cylindre du moteur, la valeur 10 maximale de la pression atteinte dans un cylindre du moteur. Ces moyens de modulation permettent de caler le maximum du couple de compensation généré par le système d'équilibrage sur le maximum du couple de basculement généré par le moteur, dont la phase par rapport à la rotation du vilebrequin varie avec le régime moteur, le couple moteur, et d'autres paramètres, tels que, par exemple, la température 15 extérieure, la température du liquide de refroidissement, etc... [0057] Suivant un mode de réalisation particulièrement important en pratique, le système d'équilibrage comporte des moyens de pilotage pour faire varier le premier balourd dynamique et le deuxième balourd dynamique. Suivant différentes modalités de mise en oeuvre, le cas échéant cumulables : 20 les moyens de pilotage incluent au moins un capteur de vitesse de révolution du vilebrequin pour déterminer au moins l'un des paramètres de pilotage ; les moyens de pilotage comportent un ou plusieurs capteurs ou estimateurs de couple ou de demande de couple pour déterminer au 25 moins l'un des paramètres de pilotage ; les moyens de pilotage comportent un ou plusieurs capteurs ou estimateurs de pression de cylindre moteur pour déterminer au moins l'un des paramètres de pilotage. 3062188 19 [0058] Suivant un mode de réalisation, le premier organe d'équilibrage de basculement comporte une première masse d'équilibrage de basculement mobile au moins dans une direction parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement, le deuxième organe d'équilibrage de basculement comporte une deuxième masse 5 d'équilibrage de basculement mobile au moins dans une direction parallèle au deuxième axe d'équilibrage de basculement, et les moyens de pilotage sont propres à faire varier la position de la première masse d'équilibrage de basculement parallèlement au premier axe d'équilibrage de basculement et la position de la deuxième masse d'équilibrage de basculement parallèlement au deuxième axe 10 d'équilibrage de basculement en fonction du ou des paramètres de pilotage. [0059] Suivant un mode de réalisation, le premier organe d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé sur le premier axe d'équilibrage de basculement, et le deuxième organe d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé sur le deuxième axe d'équilibrage de basculement. En d'autres termes, les 15 deux organes d'équilibrage de basculement n'ont pas de balourd statique par rapport à leurs axes de rotation respectifs. Cette disposition sera préférée pour un moteur ne générant pas d'effort de pilon, ou dont l'effort de pilon a une fréquence fondamentale qui n'est pas égale à celle du couple de basculement. [0060] Alternativement, on pourra prévoir que le premier organe d'équilibrage de 20 basculement a un centre de gravité situé à distance du premier axe d'équilibrage de basculement, et le deuxième organe d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du deuxième axe d'équilibrage de basculement. En d'autres termes, les deux organes d'équilibrage de basculement présentent un balourd statique par rapport à leur axe de rotation respectif. Cette disposition sera particulièrement 25 avantageuse pour un moteur générant un effort de pilon avec une fréquence fondamentale qui est égale à celle du couple de basculement, et notamment pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne. [0061] Suivant un autre aspect de l'invention, celle-ci a trait à un moteur à combustion interne à un ou plusieurs pistons alternatifs comportant un bloc moteur, 30 un vilebrequin tournant par rapport au bloc moteur du moteur à combustion interne 3062188 20 autour d'un axe géométrique de référence du bloc moteur contenu dans un plan de référence du bloc moteur, et un système d'équilibrage tel que décrit précédemment. [0062] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont symétriques l'un de l'autre par rapport à un plan 5 de symétrie de basculement, de préférence perpendiculaire à l'axe géométrique de référence. [0063] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux en pratique, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont parallèles, et de préférence perpendiculaires au plan de référence. 10 On minimise ainsi les efforts et couples parasites générés par la rotation des organes d'équilibrage de basculement. [0064] De préférence, le premier axe d'équilibrage de basculement et le deuxième axe d'équilibrage de basculement sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement, de préférence parallèle à l'axe géométrique de référence. 15 [0065] De préférence, le premier organe d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé dans le plan de référence et le deuxième organe d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé dans le plan de référence. [0066] En particulier, l'invention est applicable à un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, le système d'équilibrage étant tel que le premier organe 20 d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du premier axe d'équilibrage de basculement, et le deuxième organe d'équilibrage de basculement a un centre de gravité situé à distance du deuxième axe d'équilibrage de basculement. Dans cette hypothèse, on définit un plan de poussée contenant les axes des cylindres du moteur, qui est de préférence parallèle ou confondu avec le plan de référence défini 25 précédemment. Le plan géométrique d'équilibrage de basculement est de préférence perpendiculaire au plan de poussée. Le centre de gravité du premier organe d'équilibrage de basculement et le centre de gravité du deuxième organe d'équilibrage de basculement sont de préférence situés dans le plan de poussée. 3062188 21 [0067] Suivant un autre aspect de l'invention, celle-ci a trait à un organe d'équilibrage de basculement destiné être intégré à un moteur à combustion interne pour la mise en oeuvre du procédé précédemment décrit. [0068] En particulier, l'invention a trait à un organe d'équilibrage pour équilibrer 5 un moteur à combustion interne, l'organe d'équilibrage comportant : un corps pourvu d'un ou plusieurs paliers de guidage en rotation du corps autour d'un axe d'équilibrage de l'organe d'équilibrage, le corps ayant un centre de gravité situé dans un plan de référence du corps perpendiculaire à l'axe d'équilibrage, et 10 au moins une première masse d'équilibrage ayant une valeur M1 et un centre de gravité situé à une distance non nulle El de l'axe d'équilibrage, fixe en rotation par rapport au corps autour de l'axe d'équilibrage et guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance D1 du centre de gravité de la première masse d'équilibrage au plan de référence du 15 corps soit variable. [0069] En faisant varier la distance D1, on dispose d'un moyen de faire varier le bras de levier de l'organe d'équilibrage par rapport à un axe situé dans le plan de référence. [0070] De préférence, la première masse d'équilibrage est guidée par rapport au 20 corps de manière à ce que la distance non nulle El reste constante. On peut alors déplacer la première masse d'équilibrage de basculement avec une énergie de commande faible, car on n'a pas à s'opposer à des efforts centrifuges induits par la rotation de l'organe d'équilibrage autour de l'axe d'équilibrage. [0071] De préférence, l'organe d'équilibrage comporte en outre un dispositif de 25 commande pour faire varier la distance D1 dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course. Ce dispositif de commande peut être de tout type approprié, par exemple mécanique, électromécanique ou hydraulique. 3062188 22 [0072] Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume variable dont une paroi est constituée par la première masse d'équilibrage. En pratique, le dispositif de commande comporte de préférence un circuit d'alimentation hydraulique entre au 5 moins un des paliers et la chambre hydraulique à volume variable. Ce circuit hydraulique comporte de préférence des canaux, perçages et/ou gorges réalisés dans le corps de l'organe d'équilibrage, et le cas échéant dans la première masse d'équilibrage. [0073] Suivant un mode de réalisation, le dispositif de commande comporte un 10 actionneur, l'actionneur présentant un organe de sortie mobile par rapport au corps, de préférence en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage, le dispositif de commande comportant de préférence une butée tournante de liaison entre l'organe de sortie et la première masse d'équilibrage. La butée tournante permet un découplage en rotation autour de l'axe d'équilibrage entre le corps de l'organe d'équilibrage et 15 l'actionneur. L'actionneur peut ainsi être monté fixe en rotation sur la structure de support sur laquelle sont également montés le ou les paliers de guidage en rotation du corps. Ceci simplifie la transmission de puissance à l'actionneur, qu'elle soit hydraulique, pneumatique, électrique ou mécanique. [0074] L'actionneur peut être un actionneur monodirectionnel et le dispositif de 20 commande comporter en outre un système de rappel de la première masse d'équilibrage vers l'une des deux positions de fin de course. C'est alors l'actionneur monodirectionnel qui apporte l'énergie pour charger le système de rappel en déplaçant la première masse d'équilibrage dans une direction, et le système de rappel qui restitue l'énergie emmagasinée pour ramener la première masse d'équilibrage en sens opposé. 25 Le système de rappel peut notamment comporter un ou plusieurs ressorts de rappel, notamment des ressorts de traction ou de compression, ou des ressorts pneumatiques. D'autres systèmes de rappel peuvent également être envisagés. [0075] Alternativement, l'actionneur peut être est un actionneur bidirectionnel, qui effectue le travail mécanique nécessaire pour déplacer la masse d'équilibrage 30 alternativement dans les deux directions opposées. 3062188 23 [0076] Suivant un mode de réalisation, le corps est équipé d'un organe d'entraînement en rotation autour de l'axe d'équilibrage, de préférence une denture annulaire, destinée à engrener avec une denture similaire d'un deuxième organe d'équilibrage ou avec un organe de transmission tel qu'une roue dentée, une courroie 5 ou une chaîne de transmission. [0077] Suivant un mode de réalisation, le centre de gravité du corps est situé sur l'axe d'équilibrage. En d'autres termes, le corps ne génère aucun balourd autour de l'axe d'équilibrage. [0078] Suivant un mode de réalisation alternatif, le centre de gravité du corps est 10 situé à distance de l'axe d'équilibrage, le centre de gravité du corps étant de préférence situé dans un plan contenant l'axe d'équilibrage faisant un angle Ô par rapport à un plan contenant l'axe d'équilibrage et le centre de gravité de la première masse d'équilibrage, l'angle Ô étant de préférence compris entre 500 et 130°. Ce balourd permet un équilibrage d'un effort de pilon du moteur à combustion interne. 15 [0079] La première masse d'équilibrage peut comporter une ou plusieurs pièces. Suivant un mode de réalisation particulièrement avantageux, la première masse d'équilibrage comporte un ou plusieurs corps roulants, le corps de l'organe d'équilibrage étant pourvu d'un ou plusieurs chemins de roulement orientés et tournés vers l'axe d'équilibrage, le ou les corps roulants étant aptes à rouler sur le ou les 20 chemins de roulement parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque la distance D1 du centre de gravité de la première masse d'équilibrage au plan de référence varie. [0080] En faisant se déplacer la première masse d'équilibrage par roulement, on minimise l'énergie nécessaire à son positionnement dans le corps de l'organe d'équilibrage. 25 [0081] Les corps roulants, qui peuvent être des billes ou des rouleaux présentant une surface de roulement constituée par une génératrice droite (rouleaux cylindrique ou conique), convexe (rouleaux en tonneau) ou concave, sont de préférence en un matériau de densité élevée, notamment en métal, notamment en acier, pour constituer une proportion prépondérante de la masse d'équilibrage. Suivant un mode de 3062188 24 réalisation particulièrement préféré, le ou les corps roulants sont des rouleaux, de préférence des rouleaux à génératrice en arc de cercle. [0082] Le ou les chemins de roulement ont un profil adapté aux corps roulants, qui peut être plan, concave ou convexe. Suivant un mode de réalisation particulièrement 5 simple, le ou les chemins de roulement sont cylindriques et concaves, et de préférence à centre de courbure positionné sur l'axe d'équilibrage. [0083] De préférence, l'organe d'équilibrage comporte une cage de guidage du ou des corps roulants, mobile en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque le ou les corps roulants roulent sur le ou les chemins de roulement. 10 [0084] La cage de guidage peut comporter, pour chaque corps roulant, une alvéole de logement, fermée ou ouverte. La cage peut également comporter des surfaces de guidage coopérant avec des surfaces complémentaires de guidage formées sur le corps de l'organe d'équilibrage, pour assurer le guidage en translation de la cage dans le corps de l'organe d'équilibrage. 15 [0085] Suivant un mode de réalisation, la cage de guidage est entraînée en translation par l'actionneur, et constitue une liaison entre l'actionneur et le ou les corps roulants. On pourra notamment prévoir d'intégrer à la cage une butée tournante de liaison avec l'actionneur. [0086] De préférence, il existe un plan de symétrie de la cage d'équilibrage et plus 20 généralement de la masse d'équilibrage, passant par l'axe d'équilibrage. [0087] De préférence, le nombre de corps roulants est pair, et les corps roulants sont disposés en nombre égal de part et d'autre d'un plan contenant l'axe d'équilibrage. [0088] De préférence, la cage de guidage a un centre de gravité situé sur l'axe d'équilibrage, de manière à ce que les frottements de guidage entre la cage de guidage 25 et le ou les corps roulants soient indépendants de la vitesse de rotation de l'organe d'équilibrage. [0089] De préférence, l'organe d'équilibrage comporte en outre au moins une masse d'équilibrage additionnelle ayant une valeur M3 et un centre de gravité situé à 3062188 25 une distance non nulle E3 du premier axe d'équilibrage, fixe en rotation par rapport au corps autour de l'axe d'équilibrage et guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance D3 du centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle au plan de référence du corps soit variable. En pratique, on pourra avantageusement prévoir que 5 la première masse d'équilibrage et la masse d'équilibrage additionnelle ont la même valeur. On pourra également prévoir une ou plusieurs des dispositions suivantes : la masse d'équilibrage additionnelle est guidée par rapport au corps de manière à ce que la distance non nulle E3 reste constante ; l'organe d'équilibrage comporte en outre un dispositif de commande 10 pour faire varier la distance D1 dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course et faire varier la distance D3 dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course additionnelles ; la première masse d'équilibrage additionnelle comporte un ou plusieurs corps roulants , le corps de l'organe d'équilibrage étant pourvu d'un ou 15 plusieurs chemins de roulement additionnels orientés et tournés vers l'axe d'équilibrage, le ou les corps roulants de la masse d'équilibrage additionnelle étant aptes à rouler sur le ou les chemins de roulement additionnels parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque la distance D1 du centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle au plan de 20 référence C varie. l'organe d'équilibrage comporte une cage de guidage additionnelle du ou des corps roulants, de la masse d'équilibrage additionnelle, la cage de guidage additionnelle étant mobile en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage lorsque le ou les corps roulants de la masse d'équilibrage 25 additionnelle roulent sur le ou les chemins de roulement additionnels. - la cage de guidage additionnelle a un centre de gravité situé sur l'axe d'équilibrage. - la cage de guidage additionnelle est symétrique par rapport à un plan de symétrie passant par l'axe d'équilibrage. 3062188 26 le ou les chemins de roulement additionnels sont cylindriques et concaves, et de préférence à centre de courbure positionné sur l'axe d'équilibrage. - le ou les corps roulants de la masse d'équilibrage additionnelle sont des 5 rouleaux, de préférence des rouleaux à génératrice en arc de cercle. l'organe d'équilibrage comporte en outre un ressort de rappel de la masse d'équilibrage additionnelle vers l'une de ses deux positions de fin de course additionnelles ; le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume 10 variable dont une paroi est constituée par la masse d'équilibrage additionnelle et, de préférence, un circuit d'alimentation hydraulique entre l'un des paliers et la chambre hydraulique à volume variable ; des moyens de coordination, par exemple mécaniques, électromécaniques ou hydrauliques, sont prévus pour coordonner les 15 mouvements de la première masse d'équilibrage et de la masse d'équilibrage additionnelle, par exemple pour assurer une égalité entre D1 et D3. [0090] Suivant un mode de réalisation, le dispositif de commande est tel que, pour au moins certaines valeurs de D1 et D3, le centre de gravité de la masse d'équilibrage 20 additionnelle se trouve du côté du plan de référence du corps opposé au centre de gravité de la première masse d'équilibrage. [0091] De préférence, le centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle et le centre de gravité de la première masse d'équilibrage se trouvent dans un plan d'équilibrage contenant l'axe d'équilibrage, et de part et d'autre d'un plan 25 perpendiculaire au plan d'équilibrage et contenant l'axe d'équilibrage. [0092] Ce qui a été dit sur la structure de la masse d'équilibrage vaut également pour la masse d'équilibrage additionnelle. 3062188 27 [00931 Suivant un autre aspect de l'invention, celle-ci a trait à un système d'équilibrage de basculement comportant un premier organe d'équilibrage de basculement constitué par un organe d'équilibrage tel que décrit précédemment, guidé en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement et un deuxième 5 organe d'équilibrage de basculement constitué par un organe d'équilibrage tel que décrit précédemment, guidé en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement coplanaire et de préférence parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement. Selon un mode de réalisation, le système d'équilibrage de basculement comporte un bâti dans lequel sont logés les paliers, au moins un organe d'équilibrage 10 les chambres et conduites nécessaires à l'action du dispositif de contrôle, voir, le cas échéant, le dispositif de contrôle lui-même, et qui permet de considérer le système d'équilibrage comme une unité structurelle et fonctionnelle, que l'on peut rapporter sur un bloc moteur. [00941 De préférence, le système d'équilibrage de basculement comporte en outre 15 une liaison cinématique entre le corps du premier organe d'équilibrage de basculement et le corps du deuxième organe d'équilibrage de basculement, telle qu'une rotation du premier organe d'équilibrage de basculement autour du premier axe d'équilibrage de basculement dans un sens donné à une vitesse donnée provoque une rotation du deuxième organe d'équilibrage de basculement autour du deuxième axe d'équilibrage 20 de basculement en sens contraire et à la même vitesse. [00951 Les caractéristiques divulguées à propos d'un aspect de l'invention ou d'un mode de réalisation sont naturellement combinables avec d'autres caractéristiques divulguées à propos d'autres aspects de l'invention ou d'autres modes de réalisation, pour réaliser des variantes. 25 BRÈVE DESCRIPTION DES FIGURES [00961 D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront à la lecture de la description qui suit, en référence aux figures annexées, qui illustrent : la figure 1, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et d'un moteur à combustion interne associé, selon un 30 premier mode de réalisation de l'invention; 3062188 28 la figure 2, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et d'un moteur à combustion interne associé, selon un deuxième mode de réalisation de l'invention; la figure 3A, un diagramme illustrant les variations du couple de 5 basculement en fonction de la vitesse de révolution du vilebrequin à vide, à mi-charge et à pleine charge, d'un moteur à combustion interne à allumage régulier ; la figure 3B, un diagramme illustrant les variations du couple de basculement en fonction de la charge du moteur, c'est-à-dire du couple 10 moteur ramené au couple maximal, pour différentes vitesses de révolution du vilebrequin pour le même moteur à combustion interne à allumage régulier ; la figure 3C, un diagramme illustrant la variation du couple de basculement en fonction de l'angle du vilebrequin, à vide et à mi-charge, 15 pour une vitesse de révolution du vilebrequin au milieu de la plage de vitesses du moteur; la figure 4, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d'un dispositif de commande suivant un premier mode de réalisation, exécutant une première stratégie de compensation du couple 20 de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur maximal; la figure 5, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position de compensation de couple de basculement intermédiaire; 25 - la figure 6, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position neutre; - la figure 7, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 4, dans une position de 3062188 29 compensation de couple de basculement généré principalement par les forces d'inertie; la figure 8, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 2 pourvu d'un dispositif de commande suivant un deuxième mode de 5 réalisation, exécutant une deuxième stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur; - la figure 9, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 8, dans une position neutre; 10 la figure 10, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 8, dans une position de compensation de couple de basculement généré principalement par les forces d'inertie; la figure 11, un schéma de principe du système d'équilibrage de la figure 15 2 pourvu d'un dispositif de commande suivant un troisième mode de réalisation, exécutant une troisième stratégie de compensation du couple de basculement, dans une position de compensation de couple de basculement moteur maximal; la figure 12, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du 20 dispositif de commande selon la figure 11, dans une position de compensation de couple de basculement intermédiaire; - la figure 13, un schéma de principe du système d'équilibrage pourvu du dispositif de commande selon la figure 11, dans une position neutre; la figure 14, un schéma de principe illustrant une position du vilebrequin 25 du moteur à combustion interne associé à un système de compensation du couple de basculement selon la figure 2, correspondant à un maximum sur un tour du couple de basculement, et la position correspondante du système de compensation ; 3062188 30 la figure 15, un dispositif de modulation du déphasage entre la rotation du vilebrequin du moteur à combustion interne et la rotation du système de compensation du couple de basculement ; - les figures 16 à 22, divers positionnements possibles du système de 5 compensation du couple de basculement par rapport au bloc moteur ; - les figures 23 à 27 diverses configurations de moteurs incorporant un système de compensation du couple de basculement selon l'invention ; la figure 28, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon et d'un moteur à quatre temps à 10 quatre cylindres en ligne associé selon un mode de réalisation de l'invention; la figure 29, un schéma de principe d'un système d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon et d'un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne associé, selon un autre mode de réalisation de 15 l'invention; la figure 30, un schéma de principe d'un décalage angulaire entre une masse d'équilibrage de l'effort de pilon et des masses d'équilibrage du couple de basculement ; la figure 31, une vue isométrique d'un organe d'équilibrage du couple de 20 basculement et de l'effort de pilon selon un mode de réalisation de l'invention, dans une position neutre; - la figure 32, une vue de côté de l'organe d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon de la figure 31; - la figure 33, une vue de face de l'organe d'équilibrage du couple de 25 basculement et de l'effort de pilon de la figure 31; 3062188 31 la figure 34, une vue de l'organe d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe B-B illustré sur la figure 33; la figure 35, une vue de l'organe d'équilibrage du couple de basculement 5 et de l'effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe A-A de la figure 32; la figure 36, une vue de l'organe d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan de coupe J-J illustré sur la figure 32; 10 - la figure 37, une vue de détail d'une pièce de l'organe d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon de la figure 31; la figure 38, une vue de l'organe d'équilibrage du couple de basculement et de l'effort de pilon de la figure 31 en coupe selon le plan B-B illustré sur la figure 33, mais dans une position de compensation maximale du 15 couple de basculement ; - la figure 39, une vue isométrique d'un système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention ; - la figure 40, une vue de dessus d'une partie du système d'équilibrage de la figure 39; 20 - la figure 41, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe XLI-XLI défini sur la figure 40; - la figure 42, une vue en coupe et partielle du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe I-I défini sur la figure 41; - la figure 43, une vue en coupe et partielle du système d'équilibrage de la 25 figure 39, suivant un plan de coupe G-G défini sur la figure 41; - la figure 44, une vue en coupe et partielle du système d'équilibrage de la figure 39, suivant un plan de coupe J-J défini sur la figure 41; 3062188 32 - la figure 45, une vue isométrique d'une cage de guidage du système d'équilibrage de la figure 39; - la figure 46, une vue isométrique d'une partie d'un système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention ; 5 - la figure 47, une vue isométrique de certains composants du système d'équilibrage de la figure 46; - la figure 48, une vue isométrique de certains composants du système d'équilibrage de la figure 46; - la figure 49, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 46; 10 la figure 50, une vue en coupe du système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention, dans un plan de coupe L-L illustré sur la figure 51; - la figure 51, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 50, dans un plan de coupe LI-LI illustré sur la figure 50; 15 - la figure 52, une vue en coupe du système d'équilibrage de la figure 50, dans un plan de coupe LII-LII illustré sur la figure 51; la figure 53, une vue isométrique en coupe d'un organe d'équilibrage pour un système d'équilibrage selon un autre mode de réalisation de l'invention. 20 [00971 Pour plus de clarté, les éléments identiques ou similaires sont repérés par des signes de référence identiques sur l'ensemble des figures. DESCRIPTION DÉTAILLÉE DE MODES DE RÉALISATION [00981 Sur la figure 1 est illustré de façon schématique un moteur à combustion interne à quatre cylindres en ligne 10, comportant un bloc moteur 12, un vilebrequin 25 14 guidé en rotation autour d'un axe géométrique de référence 100 du bloc moteur 10, un ou plusieurs pistons 16 guidés en translation dans des cylindres 18 du bloc moteur 12, et des bielles 20 de liaison entre les pistons et le vilebrequin 14. 3062188 33 [0099] De façon remarquable, le moteur à combustion interne 10 est équipé d'un système d'équilibrage 22 comportant un premier organe d'équilibrage de basculement 24A et un deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B. Le premier organe d'équilibrage de basculement 24A est constitué par un corps 25A guidé en rotation par 5 rapport au bloc moteur 12 autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l'intermédiaire d'un ou plusieurs paliers 62A, et une première masse d'équilibrage de basculement 26A de valeur M1 fixe en rotation par rapport au corps 25A. Le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B est constitué par un corps 25B guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un deuxième axe 10 d'équilibrage de basculement 102B parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement 102A et distant du premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l'intermédiaire d'un ou plusieurs paliers 62B, une deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B de valeur M2 fixe en rotation par rapport au corps 25B. Dans ce mode de réalisation, le corps 25A est équilibré par rapport au premier axe d'équilibrage de 15 basculement 102A et que le corps 25B est équilibré par rapport au deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. [0100] Le premier axe d'équilibrage de basculement 102A et le deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B sont situés dans un plan géométrique d'équilibrage de basculement Q parallèle à l'axe de référence 100 et perpendiculaire à 20 un plan de référence P du moteur à combustion interne 10 contenant l'axe géométrique de référence 100. Dans l'illustration schématique de la figure 1,1e moteur à combustion interne 10 représenté est un moteur en ligne, en l'occurrence un moteur à quatre cylindres 18 en ligne, et les axes 104 des cylindres 18 du bloc moteur 12 sont situés dans un plan de poussée PP, qui peut être parallèle au plan de référence P, voire, 25 dans l'illustration de la figure 1, confondu avec le plan de référence P. [0101] La première masse d'équilibrage de basculement 26A a son centre de gravité situé d'un premier côté du plan de référence P à une distance D1 du plan de référence et à une distance E1 du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B a quant à elle son centre de gravité 30 situé du même premier côté du plan de référence P, à une distance D2 du plan de référence P et à une distance E2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. 3062188 34 Chaque organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B présente ainsi un balourd dynamique, au sens où son axe principal d'inertie n'est ni confondu avec l'axe d'équilibrage de basculement correspondant 102A, 102B, ni parallèle à cet axe. [0102] On a illustré sur la figure 1 des moyens d'entraînement 28 qui permettent 5 d'entraîner le premier organe d'équilibrage de basculement 24A en rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement 102A à une vitesse de révolution ayant un rapport constant avec la vitesse de révolution du vilebrequin 14, et d'entraîner le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B en rotation autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B à une vitesse de révolution d'amplitude égale 10 et de sens opposé à la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A. En l'espèce, ces moyens d'entraînement 28 sont ici constitués par un engrenage à renvoi d'angle 30 entre le vilebrequin 14 et un arbre de renvoi 32, qui entraîne une première chaîne 34 d'entraînement du premier organe d'équilibrage de basculement 24A, et par une deuxième chaîne d'entraînement 36 avec fonction 15 d'inversion entre le premier organe d'équilibrage de basculement 24A et le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B. [0103] Le rapport de transmission entre le vilebrequin 14 et le premier organe d'équilibrage de basculement 24A est choisi afin que la période de révolution ce dernier corresponde à la période du couple de basculement. 20 [0104] Ainsi, pour le moteur à combustion interne 10 à quatre temps à quatre cylindres 18 en ligne illustré sur la figure 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est égal à 2. Plus généralement, pour un moteur à combustion interne à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal 25 à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse de révolution du vilebrequin 14 est choisi égal à N/2. [0105] Dans le cas d'un le moteur à combustion interne à deux temps à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier supérieur ou égal à 1, le rapport constant entre la vitesse de révolution du premier organe d'équilibrage de basculement 24A et la vitesse 30 de révolution du vilebrequin 14 est choisi égal à N. 3062188 [0106] Le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B tourne quant à lui dans toutes les hypothèses à la même vitesse que le premier organe d'équilibrage de basculement 24A et en sens inverse. [0107] Le mode de réalisation de la figure 2 diffère de celui de la figure 1 par le fait 5 que le premier organe d'équilibrage de basculement 24A comporte une troisième masse d'équilibrage de basculement 38A de valeur M3 située, par rapport à la première masse d'équilibrage de basculement 26A, de l'autre côté du plan P et de l'autre côté du plan Q. De façon similaire, le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B comporte une quatrième masse d'équilibrage de basculement 38B de valeur M3 située, 10 par rapport à la deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B, de l'autre côté du plan P et de l'autre côté du plan Q. [0108] La troisième masse d'équilibrage de basculement 38A a son centre de gravité situé d'un deuxième côté du plan de référence P à une distance D3 du plan de référence P et à une distance E3 du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. La 15 quatrième masse d'équilibrage de basculement 38B a quant à elle son centre de gravité situé du même deuxième côté du plan de référence P à une distance D4 du plan de référence P et à une distance E4 du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. [0109] Dans l'ensemble des modes de réalisation, le premier axe d'équilibrage de basculement 102A et le deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B sont 20 symétriques l'un de l'autre par rapport à un plan de symétrie de basculement S qui est perpendiculaire à l'axe de révolution 100 du vilebrequin 14, au plan de référence P et au plan d'équilibrage de basculement Q. [0110] Pour expliquer le fonctionnement du mécanisme d'équilibrage de basculement 22, on supposera dans un premier temps que dans les modes de 25 réalisation des figures 1 et 2, les valeurs M1 de la première masse d'équilibrage de basculement 26A et la valeur M2 de la deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B sont égales, et que les centres de gravité de la première masse d'équilibrage de basculement 26A et de la deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B sont dans des positions symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les 30 distances E1 et E2 sont égales, et les distances D1 et D2 sont égales. 3062188 36 [0111] Ainsi, la rotation conjointe de la première masse d'équilibrage de basculement 24A et de la deuxième masse d'équilibrage de basculement 24B autour de leur axe d'équilibrage respectif 102A, 102B, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au plan géométrique 5 d'équilibrage de basculement Q à la distance D1 de l'axe de référence 100, qui se traduit par un moment non nul par rapport à l'axe de référence 100. Ce moment a une amplitude qui varie de façon périodique, à la période de rotation des organes d'équilibrage 24A, 24B qui est également celle du couple de basculement. On dispose ainsi d'un premier moyen de générer un couple de sens opposé au couple de 10 basculement. [0112] Pour le mode de réalisation de la figure 2, on supposera en outre que les valeurs M3 et M4 de la troisième masse d'équilibrage de basculement 38A et de la quatrième masse d'équilibrage de basculement 38B sont égales et que les centres de gravité des troisième et quatrième masses d'équilibrage de basculement 38A, 38B sont 15 dans des positions symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances E3 et E4 sont égales, et les distances D3 et D4 sont égales. [0113] Ainsi, la rotation conjointe des troisième et quatrième masses d'équilibrage de basculement 38A, 38B autour de leur axe d'équilibrage respectif, en sens opposé, génère un effort ayant une résultante toujours située dans le plan S, perpendiculaire au 20 plan géométrique d'équilibrage de basculement Q à la distance D3 de l'axe de référence 100, qui se traduit par un moment non nul par rapport à l'axe de référence 100. Ce moment a une amplitude qui varie de façon périodique, à la période de rotation des organes d'équilibrage 24A, 24B qui est également celle du couple de basculement. On dispose ainsi d'un deuxième moyen de générer un couple de sens opposé au couple de 25 basculement. [0114] Le couple généré par les troisième et quatrième masses d'équilibrage de basculement 38A et 38B se cumule parfaitement avec le couple généré par les première et deuxième masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B si les troisième et quatrième masses d'équilibrage de basculement 38A, 38B tournent en opposition 30 de phase par rapport aux première et deuxième masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B, en d'autres termes si les centres de gravité des quatre masses en rotation 3062188 37 traversent simultanément le plan géométrique d'équilibrage de basculement Q, la troisième masse étant sinon toujours d'un côté du plan géométrique d'équilibrage de basculement Q opposé à la première masse. [0115] Si de plus les valeurs M1 et M3 sont égales (et par conséquent si M2 et M4 5 sont égales), la résultante des efforts induits sur le bloc moteur 12 par la rotation des masses 26A, 26B, 38A, 38B est nulle, leur seule contribution étant de générer un couple à la même fréquence et en opposition de phase avec le couple de basculement. [0116] En pratique, le couple de basculement varie en intensité et en direction avec la vitesse de révolution du vilebrequin et avec le couple moteur. Sur le diagramme de 10 la figure 3A sont représentés : sur l'axe des abscisses la vitesse de révolution du vilebrequin et sur l'axe des ordonnées le couple de basculement exercé sur le bloc moteur, pour trois régimes de couple, à savoir à vide, à mi-charge et à pleine charge. On constate qu'au-delà d'un seuil de vitesse de révolution du moteur, ici au-delà de 2000 tr/min, le couple de basculement est une fonction monotone, en l'occurrence 15 décroissante, de la vitesse de révolution du vilebrequin. Sur le diagramme de la figure 3B sont représentés : sur l'axe des abscisses la charge du moteur, c'est-à-dire le couple moteur rapporté au couple maximal, et sur l'axe des ordonnées et en valeur algébrique, le couple de basculement exercé sur le bloc moteur, pour différentes vitesses de révolution du vilebrequin. Arbitrairement, on a donné au couple de basculement des 20 valeurs négatives lorsque qu'il est dû principalement aux inerties des parties tournantes, à savoir au-delà d'un seuil de vitesse pour un couple donné, ou en deçà d'un seuil de couple pour une vitesse donnée, et des valeurs positives lorsqu'il est dû principalement à la pression de combustion à savoir en deçà d'un seuil de vitesse pour un couple donné, ou au-delà d'un seuil de couple pour une vitesse donnée. On constate 25 que le couple de basculement est une fonction monotone croissante du couple moteur, au moins pour une plage prédéterminée de régimes de vitesse de révolution du vilebrequin. La figure 3C, quant à elle, illustre les variations du couple de basculement en amplitude et en phase, pour une même vitesse de révolution du vilebrequin, à vide et à 50% du couple maximal, pour une combustion qui se déclenche à environ 45° par 30 rapport au référentiel choisi. 3062188 38 [0117] Les systèmes d'équilibrage 22 des modes de réalisation des figures 1 et 2 peuvent donc être optimisés pour un régime et un couple moteur donné en fixant opportunément la valeur et l'emplacement des masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B. Mais un tel système aura un bénéfice limité, voire 5 sera contreproductif, pour des régimes et des couples moteur différents. [0118] On a donc intérêt à pouvoir piloter l'amplitude du couple généré par le système d'équilibrage 22 en fonction du régime moteur. [0119] Différents dispositifs pour modifier le couple d'équilibrage généré par le système d'équilibrage 22 sont illustrés sur les figures 4 à 13. 10 [0120] Sur les figures 4 à 7, on a illustré le premier organe d'équilibrage 24A du système d'équilibrage de la figure 2, comportant un corps 25A guidé en rotation par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement 102A, et que l'on supposera ici équilibré dynamiquement, et deux masses d'équilibrage 26A, 38A solidaires en rotation du rapport au corps 25A autour du premier axe d'équilibrage de basculement 15 102A et équipé d'un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer les masses d'équilibrages 26A, 38A par rapport au corps 25A parallèlement au premier axe d'équilibrage de basculement 102A de manière à faire varier les distances D1 et D3 sans faire varier les distances E1 et E3. Le mécanisme de commande 42 est entraîné ici par des moyens moteurs 44 pilotés par 20 une unité de contrôle 46 en fonction de signaux d'entrée en provenance d'une unité de détermination de la vitesse du vilebrequin 48 et d'une unité de détermination du couple moteur 50. [0121] Dans ce mode de réalisation, les distances D1 et D3 sont égales et les masses 26A, 38A se déplacent conjointement. On comprend que par ailleurs, le deuxième 25 organe d'équilibrage 24B est également équipé d'un mécanisme de commande similaire piloté par l'unité de contrôle 46 pour déplacer les deux masses 26B, 38B pour qu'elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A. [0122] Dans la position de la figure 4, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 5, les deux 3062188 39 masses 26A, 38A se sont conjointement déplacées vers l'axe de révolution 100 du vilebrequin 14 et le couple de compensation engendré par les masses 26A, 38A, 26B, 38B est moindre. Dans la position de la figure 6, les masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B sont dans le plan de référence P, et n'engendrent plus 5 aucun couple de compensation autour de l'axe de révolution 100. Enfin, dans la position de la figure 7, les masses 26A, 38A ont traversé le plan P, et se trouvent dans une position permettant une compensation du couple de basculement lié aux inerties. [0123] Les figures 8 à 10 illustrent le premier organe d'équilibrage 24A du système d'équilibrage de la figure 2, équipé d'un dispositif de commande 40 comportant un 10 mécanisme de commande 42 permettant de déplacer les masses d'équilibrages 26A, 38A radialement par rapport au premier axe d'équilibrage de basculement (102A) de manière à faire varier les distances E1 et E3 sans faire varier les distances D1 et D3. Dans ce mode de réalisation, les distances E1 et E3 sont égales et les masses 26A, 38A se déplacent conjointement. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe 15 d'équilibrage 24B est également équipé d'un mécanisme de commande piloté par l'unité de commande 46 pour déplacer les deux masses 26B, 38B pour qu'elles soient toujours en position symétrique par rapport aux masses 26A, 38A. [0124] Dans la position de la figure 8, la compensation du couple de basculement lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 9, les 20 masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B sont alignées sur le premier axe d'équilibrage de basculement 102, et n'engendrent plus aucun couple de compensation autour de l'axe de révolution 100. Enfin, dans la position de la figure 10, les masses 26A, 38A sont en position miroir par rapport à la position de la figure 8 permettant ainsi une compensation du couple de basculement lié aux inerties. 25 [0125] Il est naturellement possible de combiner les modes de fonctionnement des figures 4 à 7 d'une part, et 8 à 10 d'autre part, en permettant de modifier à la fois D1, D3, E1 et E3. Il est à noter que dans les modes de réalisation des figures 4 à 10, il n'est pas nécessaire que les valeurs M1 et M3 des masses 26A et 38A soient égales. Une solution particulière est donnée par M1 = M3, qui se caractérise par la symétrie totale 30 du mécanisme. Par ailleurs, dans l'hypothèse où M3 =0, les figures 4 à 10 deviennent applicable au mode de réalisation de la figure 1. 3062188 [0126] Sur les figures 11 à 13, on a illustré le premier organe d'équilibrage 24A du système d'équilibrage de la figure 2, équipé d'un dispositif de commande 40 comportant un mécanisme de commande 42 permettant de déplacer la masse d'équilibrage 26A parallèlement au premier axe d'équilibrage de basculement de 5 manière à faire varier la distance D1, la masse 38A restant fixe par rapport au corps 25A et D3 étant constant. On comprend que par ailleurs, le deuxième organe d'équilibrage 24B est également équipé de moyens permettant de déplacer la masse 26B, pour qu'elle soit toujours en position symétrique par rapport à la masse 26A. [0127] Dans la position de la figure 11, la compensation du couple de basculement 10 lié aux pressions de combustion est maximale. Dans la position de la figure 12, la masse 26A se trouve dans le plan de référence, et le couple de compensation, correspondant à l'action des masses 26A, 38A, est plus faible. Enfin, dans la position de la figure 13, la masse 26A a rejoint la masse 38A, les effets des deux masses s'annulent et le couple de compensation est nul. 15 [0128] On peut définir un référentiel (0, x, y, z) orthonormé tournant lié à l'organe d'équilibrage de basculement 24A, ayant pour origine 0 le centre de gravité de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, son axe y confondu avec l'axe de rotation de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, et son axe z positionné de manière que le plan (0, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles M1 et M3. Dans ce 20 référentiel, on peut exprimer la matrice d'inertie MA de l'organe d'équilibrage de basculement 24A de la manière suivante : 111,xx 111,xz111,xx 111,yz) = = o 111,zz 111,xz 111,zx [0129] Suivant la théorie des tenseurs d'inertie, cette matrice est symétrique, de sorte que les composantes de la matrice hors de la diagonale, dites produits d'inertie, 25 sont égales deux à deux : h, = hp. Dans l'hypothèse où le centre de gravité de l'organe d'équilibrage de basculement 24A est sur l'axe de rotation, on aura de plus IA,xz= IA,zx =0. 3062188 41 [0130] Dans ce référentiel, les produits d'inerties IA,yz et IAzy varient en fonction des déplacements des masses mobiles M1 et M3, les autres composantes étant non affectées par les déplacements des masses mobiles M1 et M3. [0131] De façon analogue, on peut définir un autre référentiel (0, x, y, z) 5 orthonormé tournant lié à l'organe d'équilibrage de basculement 24B, ayant pour origine 0 le centre de gravité de l'organe d'équilibrage de basculement 24B, son axe y confondu avec l'axe de rotation de l'organe d'équilibrage de basculement 24B, et son axe z positionné de manière que le plan (0, y, z) contienne les centres de gravité des masses mobiles M2 et M4. Dans ce référentiel, on peut exprimer la matrice d'inertie MB 10 de l'organe d'équilibrage de basculement 24B de la manière suivante : (I13,xx 0 I13,xz IB,xx 0 I13,xz) MB = IByy IB,yz = IByy IB,yz I13,zx I13,zy I13,zz I13,xz I13,yz I13,zz [0132] Comme la précédente, cette matrice est symétrique. Dans le référentiel choisi, les produits d'inerties IB,yz et IBzy varient en fonction des déplacements des masses mobiles M2 et M4, les autres composantes étant non affectées par les 15 déplacements des masses mobiles M2 et M4. [0133] De préférence, on choisira : /130,z = /A0,z. [0134] Naturellement, on a intérêt à positionner les masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B de manière à ce que le couple de compensation qu'elles engendrent sur un tour des organes d'équilibrage 24A, 24B ait 20 son maximum qui coïncide avec le maximum du couple de basculement subi par le bloc moteur. [0135] Sur la figure 14, on a illustré un cylindre 18 du moteur 10 après le passage par le point mort haut et allumage des gaz. Le piston 16 exerce alors sur la chemise du cylindre 18 un effort dont la composante radiale par rapport à l'axe 104 du cylindre 25 18 varie entre autres en fonction de la pression des gaz, du couple résistant du vilebrequin et de l'angle de la bielle 20. C'est cet effort qui est à l'origine du couple de basculement, et l'on comprend que son maximum sera atteint à une position de la bielle 3062188 42 20 qui peut varier en fonction des conditions de fonctionnement. Si l'on prend pour origine du référentiel de rotation du vilebrequin la position du vilebrequin 14 correspondant au point mort haut d'un piston de référence au début du temps moteur, on observe que l'effort radial sur la chemise du cylindre 18 atteint son maximum après 5 une rotation du vilebrequin 14 qui peut varier entre 00 et 60°, de préférence entre 10° et 50° en fonction des conditions de fonctionnement. Pour obtenir un effet de compensation dans toutes les conditions d'utilisation du moteur, on aura intérêt à caler le système d'équilibrage du couple de basculement 22 à un angle a situé dans la partie centrale de cette plage, entre 10° et 50°, de préférence entre 20° et 40°, typiquement à 10 30° ou autour de cette valeur. En pratique, cela signifie que les masses d'équilibrage de basculement 26A, 26B, et le cas échéant 38A, 38B devront être à leur apogée (dans la position la plus éloignée du plan d'équilibrage de basculement Q) lorsque le vilebrequin sera dans la position angulaire a prévue par rapport au point mort haut du cylindre. 15 [0136] On pourra également prévoir un dispositif de modulation de déphasage 52, illustré sur la figure 15, permettant de faire varier le déphasage entre les organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B d'une part, et le vilebrequin 14 d'autre part. Par exemple, si les moyens d'entraînement 28 comportent, comme décrit précédemment, une première chaîne 34 d'entraînement du premier organe 20 d'équilibrage de basculement 24A, on pourra prévoir un tendeur 54 commandé par exemple par l'unité de commande 46, de manière à faire varier la trajectoire de la première chaîne d'entraînement 34 et avec elle le déphasage entre rotation du vilebrequin 14 et rotation des deux organes d'équilibrage 24A, 24B. Naturellement, d'autres dispositifs de modulation du déphasage pourront être envisagés. En pratique, 25 la plage de déphasage devrait être d'au moins 10°, de préférence d'au moins 20°. [0137] Pour générer le couple de compensation du couple de basculement, il n'est pas nécessaire que le plan d'équilibrage de basculement Q, qui par définition est le plan qui contient les axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B, soit perpendiculaire au plan de poussée PP contenant les axes 104 des cylindres 18 en ligne du moteur. Les 30 figures 16 à 21 illustrent différentes variantes possibles du positionnement du plan Q. La figure 16 reprend le positionnement des figures 1 et 2, à savoir perpendiculaire au 3062188 43 plan de poussée PP, à distance de l'axe de révolution du vilebrequin 100. La figure 17 illustre un positionnement du plan Q perpendiculaire au plan de poussée PP, et contenant l'axe de révolution. La figure 18 illustre une variante dans laquelle le plan Q contient l'axe de révolution 100, mais est oblique par rapport au plan de poussée PP. 5 La figure 19 illustre une variante particulière dans laquelle le plan d'équilibrage de basculement Q et le plan de poussée PP sont confondus. La figure 20 illustre un plan d'équilibrage de basculement Q parallèle à l'axe de révolution 100 mais à distance de celui-ci et oblique par rapport au plan de poussée PP. Enfin, la figure 21 illustre un plan d'équilibrage de basculement Q parallèle au plan de poussée PP, et distant de celui-ci. 10 En pratique, les modes de réalisation des figures 16, 20 et 21, dans lesquels le plan d'équilibrage de basculement Q est éloigné de l'axe de révolution du vilebrequin 100, s'avèrent plus faciles de mise en oeuvre car ils ne nécessitent pas de modification de l'architecture du bloc moteur 12. [0138] Les deux axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B ne sont pas 15 nécessairement parallèles l'un à l'autre dans le plan d'équilibrage de basculement Q qui les contient. Sur la figure 22 est illustré un mode de réalisation avec une orientation des organes d'équilibrage de basculement suivant deux axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B coplanaires mais sécants. [0139] D'une manière plus générale, si l'on considère que le premier organe 20 d'équilibrage de basculement 24A a un premier axe principal d'inertie qui n'est pas parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement 102A et qui tourne autour du premier axe d'équilibrage de basculement 102A, et que le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B a un deuxième axe principal d'inertie qui n'est pas parallèle au deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B et qui tourne autour du 25 deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B, une compensation du couple de basculement pourra être obtenue notamment si le premier axe principal d'inertie et le deuxième axe principal d'inertie sont à tout moment symétriques l'un de l'autre par rapport à un plan de symétrie de basculement S perpendiculaire à l'axe géométrique de référence. 30 [0140] Sur l'ensemble des figures précédentes, le moteur 10 illustré est un moteur à combustion interne à quatre cylindres en ligne. On peut toutefois avantageusement 3062188 44 mettre en oeuvre l'invention pour d'autres types de moteurs générant un couple de basculement, et notamment pour un moteur monocylindre comme illustré sur la figure 23, un moteur bicylindre comme illustré sur la figure 24 ou un moteur à trois cylindres comme illustré sur la figure 25. On peut de façon analogue généraliser l'utilisation du 5 système d'équilibrage 22 du couple de basculement selon l'invention à un moteur à N cylindres en ligne, N étant un nombre entier quelconque supérieur ou égal à 1. On peut en outre généraliser l'utilisation du système d'équilibrage 22 du couple de basculement selon l'invention à un moteur à plusieurs cylindres en V comme illustré sur la figure 26 ou à un moteur en étoile comme illustré sur la figure 27, et plus 10 généralement à tout moteur à combustion interne à allumage régulier (c'est-à-dire à intervalles de rotation du vilebrequin réguliers entre deux combustions successives). [0141] Le couple de basculement n'est pas la seule source d'efforts parasites transmis par le bloc moteur 12 à ses points de fixation. Une composante importante sur certains moteurs en ligne est l'effort dit de pilon, qui est la composante parallèle à 15 l'axe 104 des cylindres 18 de la résultante des efforts exercés par le bloc moteur 12 sur ses appuis. L'effort de pilon a une fréquence fondamentale qui dépend du nombre de cylindres 18, de la séquence d'allumages et de la vitesse du vilebrequin 14. Dans le cas particulier du moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, la fréquence fondamentale de l'effort de pilon et celle du couple de basculement coïncident. C'est 20 dans ce cadre que vont maintenant être décrits divers modes de réalisation de l'invention assurant à la fois la compensation du couple de basculement et la compensation de l'effort de pilon. [0142] Le mode de réalisation de la figure 28 diffère de celui de la figure 1 par le fait que le premier organe d'équilibrage de basculement 24A comporte en plus des 25 éléments de la figure 1 une première masse d'équilibrage de pilon 56A de valeur Pi, ayant un centre de gravité situé dans le plan de poussée PP du moteur à combustion interne, à une distance F1 du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. De façon similaire, le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B comporte une deuxième masse d'équilibrage de pilon 56B de valeur P2, ayant un centre de gravité 30 situé dans le plan de référence P du moteur à combustion interne, à une distance F2 du deuxième axe d'équilibrage de basculement 102B. 3062188 [0143] Le mode de réalisation de la figure 29 combine les modes de réalisation des figures 2 et 28. Ainsi, le premier organe d'équilibrage de basculement 24A comporte une première masse d'équilibrage de basculement 26A, une troisième masse d'équilibrage de basculement 38A et une première masse d'équilibrage de pilon 56A, 5 alors que le deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B comporte une deuxième masse d'équilibrage de basculement 26B, une quatrième masse d'équilibrage de basculement 38B et une deuxième masse d'équilibrage de pilon 56B. [0144] Pour les modes de réalisation des figures 28 et 29, qui sont spécifiques à un moteur à quatre temps à quatre cylindres en ligne, on supposera en outre que les 10 valeurs P1 et P2 des premières et secondes masses d'équilibrage des pilons 56A et 56B sont égales et les centres de gravité des premières et secondes masses d'équilibrage des pilons 56A et 56B sont dans des positions symétriques l'une de l'autre par rapport au plan de symétrie S. Ainsi, les distances F1 et F2 sont égales. Enfin, dans ces modes de réalisation, le plan de poussée PP contenant les axes 104 des cylindres 18 est 15 impérativement parallèle au plan de référence P. En pratique, le plan de poussée PP peut être confondu avec le plan de référence P, ou décalé de quelques centimètres par rapport au plan de référence P. [0145] Ainsi, la rotation conjointe des première et deuxième masses d'équilibrage de pilon 56A, 56B autour de leur axe d'équilibrage respectif, en sens opposé, génère 20 un effort ayant une résultante toujours située sur l'axe d'intersection entre le plan de symétrie S et le plan de poussée PP, et donc parallèle aux axes 104 des cylindres 18. Il est donc possible de générer un effort qui, pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres, aura une résultante périodique, à la période du pilon généré par les cycles de combustion, et que l'on pourra caler de façon à compenser au moins partiellement 25 l'effort de pilon. [0146] Sur les figures 28 et 29, on a illustré la masse d'équilibrage du pilon 56A, 56B perpendiculaire aux masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B du même organe d'équilibrage 24A, 24B. Ce positionnement relatif engendre un effort de compensation du pilon en quadrature avec le couple de compensation du basculement. 30 Or on constate qu'en règle générale, le déphasage entre l'effort de pilon et le couple de basculement pour un moteur à quatre temps à quatre cylindres en lignes est constant 3062188 46 (à vitesse et couple constants) et compris entre 65° et 115°. On choisira donc pour un moteur donné et pour chaque organe d'équilibrage 24A, 24B un positionnement angulaire relatif Ô entre la masse d'équilibrage du pilon 56A, 56B et la ou les masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, 26B, 38B qui dans un intervalle de 65° à 115°, 5 correspondra à la caractéristique du moteur, comme illustré sur la figure 30. [0147] Un mode de réalisation d'un organe d'équilibrage de basculement 24A, et le cas échéant d'équilibrage de l'effort de pilon, a été illustré sur les figures 31 à 38. L'organe d'équilibrage de basculement 24A comporte un corps 25A présentant une enveloppe extérieure bombée 56A et une plaque centrale 66, et équipé d'une roue 10 d'entraînement 60 destinée à engrener avec la courroie 34, et de deux paliers de guidage d'extrémité 62, 64. Le corps 25A permet de loger deux masses coulissantes d'équilibrage de basculement 26A, 38A et deux ressorts de rappel 68, 70. Entre la masse d'équilibrage de basculement 26A et l'enveloppe bombée 56A est formée une chambre de volume variable 72. De même, une chambre de volume variable 74 est 15 formée entre la masse d'équilibrage de basculement 38A et l'enveloppe bombée 56A. Les deux chambres 72, 74 sont en liaison hydraulique l'une avec l'autre et avec une source de pression externe, par l'intermédiaire de canaux d'alimentation débouchant au niveau des paliers 62, 64. Le circuit hydraulique et les chambres 74, 72 constituent ainsi un dispositif de commande 40 de la position des masses d'équilibrage de 20 basculement 26A, 38A, permettant aux masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A de se déplacer de la position neutre illustrée sur la figure 34 à une position extrême illustrée sur la figure 38 contre l'effort de rappel des ressorts 70, 68. Dans la position neutre de la figure 34, les masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A sont dans la position schématisée sur la figure 6. La position de la figure 38 correspond quant à elle 25 à la position illustrée sur la figure 4. Enfin, il est possible, à partir de la position neutre de la figure 34 et en l'absence de pression dans les chambres 72, 74, d'amener la masse d'équilibrage 26A vers la gauche en butée de fin de course et d'amener la masse d'équilibrage 38A vers la droite en butée de fin de course, sous l'effet des ressorts de rappel 70 68, ce qui constitue l'état illustré schématiquement sur la figure 7. 30 [0148] Le centre de gravité de la masse d'équilibrage 26A et le centre de gravité de la masse d'équilibrage 38A se trouvent de préférence dans le plan de coupe B-B localisé 3062188 47 sur la figure 33, à distance et de part et d'autre du plan de coupe J-J localisé sur la figure 32. Le centre de gravité du corps 25A se trouve dans le plan de coupe A-A localisé sur la figure 32, ou dans un plan de référence C du corps 25A à proximité immédiate du plan de coupe A-A. Dans la position de la figure 8, le centre de gravité de la masse 5 d'équilibrage 26A et le centre de gravité de la masse d'équilibrage 38A se trouvent de part et d'autre du plan de coupe A-A, et de part et d'autre d'un plan contenant le centre de gravité du corps et perpendiculaire à l'axe d'équilibrage de basculement 102A. [0149] Si l'organe d'équilibrage de basculement 24A n'est pas destiné à équilibrer un effort de pilon, le corps 25A est constitué de manière à être équilibré 10 dynamiquement dans sa rotation autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A défini par les paliers 62, 64. [0150] Si par contre on prévoit l'équilibrage d'un effort de pilon, le corps 25 A sera conformé de manière à présenter un balourd. Le cas échéant, l'enveloppe bombée du corps 25A présente un côté renflé qui crée un balourd constituant la masse 15 d'équilibrage de pilon 56A, comme illustré plus particulièrement sur la figure 37. On a illustré sur la figure 37 un angle ô de 900 environ, mais l'angle peut naturellement varier en fonction de la répartition des masses au niveau du renflement. [0151] Naturellement, de nombreuses variations sur la structure de l'organe d'équilibrage de basculement 24A sont possibles. On peut envisager une commande 20 autre qu'hydraulique, par exemple par vis sans fin ou par câble. Si l'on souhaite piloter les masses d'équilibrage 26A, 38A conjointement, on peut prévoir une liaison mécanique entre les deux, par exemple une liaison à pignon et crémaillère ou à câble. Inversement, on peut souhaiter rendre indépendantes l'une de l'autre la commande de la masse d'équilibrage de basculement 26A et la commande de la masse d'équilibrage 25 de basculement 38A, ce qui conduirait à prévoir, dans le dispositif des figures 31 à 38, deux circuits hydrauliques indépendants. Les ressorts de rappel 68, 70 peuvent être indifféremment des ressorts de compression ou des ressorts de traction. Plus généralement, on peut prévoir un système de rappel pneumatique ou à cames. [0152] On a illustré sur les figures 39 à 45 un mode de réalisation d'un système 30 d'équilibrage 22 comportant un premier organe d'équilibrage de basculement 24A et 3062188 48 un deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B supportés par un bâti commun 23, destiné à être solidarisé au bloc moteur 12. Les deux organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B sont essentiellement identiques, mais ont été illustrés dans des états différents de dépouillement pour en rendre visible les composants internes. 5 [0153] Le premier organe d'équilibrage de basculement 24A comporte un corps 25A cylindrique creux guidé en rotation par rapport au bloc moteur 12 autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement 102A par l'intermédiaire de deux paliers d'extrémité 62A, 64A, et à l'intérieur duquel sont logées deux masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A. Le corps 25A est équipé d'une roue dentée d'entraînement 60A 10 comportant un portion tronconique 60.1A destinée à engrener avec une roue dentée d'entraînement (non représentée), elle-même entraînée par le vilebrequin du moteur, et une portion cylindrique 60.2A destinée à engrener avec une roue d'entraînement 60B équipant le corps 25B du deuxième organe d'équilibrage de basculement 24B. [0154] Le corps 25A forme intérieurement deux parois hémicylindriques concaves 15 125.1A, 125.2A, et deux glissières latérales 25.3A s'étendant axialement et séparant l'une de l'autre les deux parois hémicylindriques 125.1A, 125.2A. [0155] Chaque masse d'équilibrage de basculement 26A, 38A est associée à l'une des parois hémicylindriques 125.1A, 125.2A et est constituée d'un ensemble de rouleaux 26.1A, 38.1A logés dans des alvéoles 26.21A, 38.21A d'une cage de guidage 20 26.2A, 38.2A, de manière à rouler sur la paroi hémicylindrique associée 125.1A, 125.2A. La cage 26.2A, 38.2A comporte entre outre deux paires de faces de guidage 26.22A, 38.22A qui viennent en appui sur les deux glissières latérales 25.3A, de manière à être mobile en translation parallèlement au premier axe d'équilibrage de basculement 102A par rapport au corps 25A, mais à être solidaire du corps 25A en 25 rotation autour du premier axe d'équilibrage de basculement 102A. [0156] Chaque masse d'équilibrage de basculement 26A, 38A, présente de préférence un nombre pair de rouleaux 26.1A, 38.1A, répartis de préférence pour moitié de part et d'autre d'un plan I-I passant par l'axe d'équilibrage de basculement 102A. Le plan I-I (illustré sur la figure 41) est de préférence un plan de symétrie pour 3062188 49 les cages de guidage 26.2A, 38.2A et plus généralement pour les masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A. [0157] Les cages 26.2A, 38.2A sont conformées de manière à pouvoir circuler axialement en se chevauchant sans collision. De façon remarquable, chaque cage 5 26.2A, 38.2A a un centre de gravité qui se trouve centré sur l'axe d'équilibrage de basculement 102A. Pour ce faire, la cage 26.2A, 38.2A, qui est réalisée en matière plastique est pourvue, dans sa partie opposée aux alvéoles 26.21A, 38.21A, des inserts métalliques 26.23A, 38.23A, qui viennent équilibrer le surplus de matière plastique dans la partie opposée. Ainsi, la cage 26.2A, 38.2A est équilibrée dans sa rotation 10 autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A. La masse d'équilibrage de basculement 26A, 38A, constituée par les rouleaux 26.1A, 38.1A et la cage 26.2A, 38.2A, a son centre de gravité situé à distance constante non nulle de l'axe d'équilibrage de basculement 102A, mais uniquement du fait des rouleaux 26.1A, 38.1A, réalisés en acier. L'intérêt de cette disposition est de diminuer les effets 15 centrifuges sur la cage 26.2A, 38.2A, et notamment d'éviter que la cage 26.2A, 38.2A vienne appliquer sur les rouleaux 26.1A, 38.1A une charge croissant avec la vitesse de révolution autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A. On maîtrise ainsi globalement l'énergie nécessaire à la translation des masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, qui est relativement indépendant de la vitesse de révolution. 20 [0158] Les cages 26.2A, 38.2A, des masses d'équilibrage de basculement 26A, 38A, sont positionnées axialement par un mécanisme de commande 42 qui comporte une vis 42.1A qui s'étend parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A et présente deux filetages, à savoir : un premier filetage 42.21A pour entraîner un premier écrou 42.31A lié par une première butée tournante 42.41A à la cage 26.2A 25 de l'organe d'équilibrage de basculement 26A, et un deuxième filetage 42.22A pour entraîner un deuxième écrou 42.32A lié par une deuxième butée tournante 42.42A à la deuxième cage 38.2A. Les butées tournantes 42.41A, 42.42A permettent un découplage entre le mouvement de révolution de l'organe d'équilibrage de basculement 24A autour de son axe d'équilibrage de basculement 102 et le mécanisme 30 de commande 42. Une ou plusieurs tiges 42.51A, 42.52A solidaires du bâti 25 s'étendent parallèlement à la vis 42.1A, mais latéralement à distance de celle-ci, et 3062188 traversent des alésages formés dans les écrous 42.31A, 42.32A, pour empêcher les écrous 42.31A, 42,32A de tourner autour de l'axe de rotation de la vis 42.1A, par rapport au bâti 25. Les deux filetages 42.21A, 42.22A sont de sens opposés et de pas identiques de sorte que la rotation de la vis 42.1A entraîne simultanément en 5 translation, dans des sens opposés et avec la même amplitude, les deux cages 24.2A, 38.2A. [0159] Comme indiqué précédemment, l'organe d'équilibrage de basculement 24B est largement identique à l'organe d'équilibrage de basculement 24A, à l'exception de la roue dentée 60B, qui ne possède pas de portion tronconique. On a donc identifié les 10 éléments constitutifs de l'organe d'équilibrage de basculement 24B sur les figures en reprenant les numéros de référence utilisés pour l'organe d'équilibrage de basculement 24A et en substituant à la lettre «A » la lettre « B ». [0160] Un moteur 44 entraîne, par l'intermédiaire d'un arbre 44.1, les deux vis 42.1A et 42.1B dans le même sens et à la même vitesse. 15 [0161] Si l'organe d'équilibrage de basculement 24A n'est pas destiné à équilibrer un effort de pilon, le corps 25A est constitué de manière à être équilibré dynamiquement dans sa rotation autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A défini par les paliers 62, 64. Il en va de même de l'organe d'équilibrage de basculement 24B. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation est 20 essentiellement conforme au mode de réalisation décrit sur les figures 4 à 7. [0162] Si par contre on prévoit l'équilibrage d'un effort de pilon, le corps de chacun des organes d'équilibrage 25A, 25B sera conformé de manière à présenter un balourd, similaire au balourd prévu sur la figure 37. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation sera alors essentiellement conforme au 25 mode de réalisation décrit sur les figures 29 et 30. [0163] Suivant une variante non illustrée, on peut se dispenser des tiges 42.51A, 42.52A de coulissement des écrous, et obtenir un effet anti-rotation en prévoyant que l'axe de la vis 42.1A soit parallèle à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, mais à distance de celui-ci. 3062188 51 [0164] Suivant une autre variante, les deux vis 42.1A et 42.1B ont des pas de vis orientés en sens opposés et le moteur 44 entraîne les deux vis 42.1A et 42.1B en sens opposés et à la même vitesse. [0165] Sur les figures 46 à 49 est illustré un mode de réalisation qui diffère du 5 précédent par le mécanisme de commande 42 et la forme des cages de guidage 26.2A, 38.2A, 26.2B, 38.2B. [0166] Le dispositif de commande 40 comporte en effet un moteur électrique 44 dont l'arbre de sortie traversant 44.0, parallèle aux axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B, entraîne par l'intermédiaire de deux engrenages coniques, deux arbres 10 d'enroulement 44.1, 44.2. Chaque arbre d'enroulement 44.1, 44.2 s'étend perpendiculairement aux axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B dans le plan Q comportant les axes d'équilibrage de basculement 102A, 102B. Chaque arbre d'enroulement 44.1, 44.2 porte deux tambours d'enroulement 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B, chacun associé à l'un des deux organes d'équilibrage de basculement 15 24A, 24B et positionné dans le prolongement axial d'une des extrémités de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B associé. [0167] Le mécanisme de commande 42 comporte, pour chaque organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B, un câble de commande 42.6A, 42.6B, s'étendant parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B et dont les 20 extrémités sont fixées aux tambours d'enroulement 44.21A, 44.21B, 44.22A, 44.22B associés. Au milieu de chaque câble de commande 42.6A, 42.6B est fixée la bague intérieure d'une butée tournante 42.3A, 42.3B dont la bague extérieure est fixée à la cage de guidage 26.2A, 26.2B. Cette cage de guidage 26.2A, 26.2B est en liaison cinématique avec l'autre cage 38.2A, 38.2B de l'organe d'équilibrage de basculement 25 24A, 24B associé, par l'intermédiaire d'un mécanisme de transmission 42.7A, 42.7B à pignons et crémaillères. Les crémaillères sont formées sur les cages de guidage 26.2A, 26.2B, 38.2A, 38.2B, les pignons étant monté sur le corps 25A, 25B et engrenant avec les crémaillères des deux cages de guidage associées, de sorte qu'un mouvement de translation de l'une des cages de guidage 26.2A, 26.2B dans un sens parallèlement à 30 l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B impose à l'autre cage de guidage 3062188 52 38.2A, 38.2B un mouvement de translation de même amplitude dans le sens opposé parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B. [0168] L'arbre de sortie du moteur entraîne les deux arbres d'enroulement 44.1, 44.2 dans le même sens et à la même vitesse, et les tambours d'enroulement 44.21A, 5 44.21B, 44.22A, 44.22B sont tous identiques, de sorte que pour chaque organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B, l'enroulement d'une extrémité du câble 42.6A, 42.6B s'accompagne d'un déroulement de même amplitude de l'extrémité opposée, et d'un mouvement de translation de même amplitude de la butée tournante 42.3A, 42.3B et de la cage de guidage 26.2A, 26.2B associée à l'intérieur du corps 25A, 25B, 10 parallèlement à l'axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B, ce qui provoque, par l'intermédiaire de la transmission 42.7A, 42.7B par pignons et crémaillères, une translation en sens opposé de l'autre cage de guidage 38.2A, 38.2B. Chacune des cages de guidage 26.2A, 38.2A, 26.2B, 38.2B entraîne les rouleaux 26.1A, 38.1A, 26.1B, 38.1B qui lui sont associés, qui roulent sur la paroi hémicylindrique 125.1A, 125.2A, 15 125.1B, 125.2B associée. [0169] Comme dans le mode de réalisation précédent, les butées tournantes 42.3A, 42.3B permettent un découplage entre le mouvement de révolution des organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B autour de leur axe d'équilibrage de basculement 102A, 102B respectif et le mécanisme d'équilibrage 22. 20 [0170] Si l'organe d'équilibrage de basculement 24A n'est pas destiné à équilibrer un effort de pilon, le corps 25A est constitué de manière à être équilibré dynamiquement dans sa rotation autour de l'axe d'équilibrage de basculement 102A défini par les paliers 62, 64. Il en va de même de l'organe d'équilibrage de basculement 24B. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation est 25 essentiellement conforme au mode de réalisation décrit sur les figures 4 à 7. [0171] Si par contre on prévoit l'équilibrage d'un effort de pilon, le corps de chacun des organes d'équilibrage 25A, 25B sera conformé de manière à présenter un balourd, similaire au balourd prévu sur la figure 37. Le fonctionnement du système d'équilibrage selon ce mode de réalisation sera alors essentiellement conforme au 30 mode de réalisation décrit sur les figures 29 et 30. 3062188 53 [0172] Le mode de réalisation illustré sur les figures 50 à 52 diffère du précédent essentiellement par le mécanisme de commande 42, qui est ici hydraulique et comporte, outre un circuit hydraulique d'alimentation 142.1, une électrovanne de distribution 142.2 à laquelle sont raccordés deux vérins bidirectionnels 142.3A, 5 142.3B, chacun associé à l'un des organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B. Chaque vérin 142.3A, 142.3B peut être positionné à l'extérieur du corps 25A, 25B de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B associé, ou de préférence et comme illustré, à l'intérieur, pour une plus grande compacité. Chaque vérin 142.3A, 142.3B comporte un cylindre 142.4A, 142.4B fixé au bâti, et un piston 142.5A, 142.5B dont 10 la tige est fixée, à son extrémité libre, à une butée tournante 42.31A, 42.31B, elle- même fixée, comme dans le mode de réalisation précédent, à l'une des cages 26.2A, 26.2B. Comme dans le mode de réalisation précédent, chaque cage 26.2A, 26.2B est liée cinématiquement à l'autre cage 38.2A, 38.2B de l'organe d'équilibrage associé 24A, 24B par une transmission à pignons et crémaillères 42.7A, 42.7B. 15 [0173] Suivant une variante non illustrée, le vérin 142.3A, 142.3B peut être électromécanique. [0174] Suivant un autre mode de réalisation, illustré sur la figure 53, le mécanisme de commande 42 comporte, de manière identique pour chaque organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B (seul l'organe d'équilibrage 24A a été illustré), deux vis sans 20 fins réversibles 242.11, 242.12, ici constituées par des vis creuses montées libre en rotation sur une tige de guidage 242.2. Les pas des vis 242.11, 242.12 sont dans le même sens. Chacune des vis 242.11, 242.12 coopère de manière réversible avec un écrou 242.31, 242.32 solidaire de l'une des cages de guidage 26.2, 38.2 pour les corps roulants 26.1, 38.1, les deux cages de guidage 26.2, 38.2 étant liées l'une à l'autre par 25 une liaison à pignon et crémaillère 42.7. Les vis 242.11, 242.12 sont solidaires chacune d'un plateau de freinage 242.41, 246.42. Le mécanisme de commande comporte en outre, associé à chaque plateau de freinage 242.41, 242.42 et à chaque vis 242.11, 242.12, un organe de freinage 242.51, 242.52, apte à venir appliquer un couple de freinage sur le plateau de freinage 242.41, 242.42. 30 [0175] Dans la mesure où l'écrou 242.31, 242.32 est solidaire de la cage 26.2, 38.2 associée non seulement en translation mais également en rotation, les écrous 242.31, 3062188 54 242.32 d'un même organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B suivent la rotation du corps 25 de l'organe d'équilibrage de basculement 24A, 24B. Les vis 242.11, 242.12 tournent avec les écrous 242.31, 242.32, tant qu'elles restent libres en rotation. Lorsque la vis 242.11 est freinée dans sa rotation par l'organe de freinage 5 242.51 associé, l'écrou 242.31, et la cage 26.2 associés se mettent à se déplacer en translation par rapport au corps 25. La transmission 42.7 entre les cages de guidage 26.2 et 38.2 impose à la cage 38.2 un mouvement de translation dans le sens opposé à la cage de guidage 26.2, ce qui est rendu possible par la réversibilité de la liaison entre l'écrou 242.32 et la vis associée 242.12. On obtient donc le comportement décrit 10 sur les figures 4 à 7. Ce mode de réalisation est particulier en ce que l'énergie nécessaire au déplacement des masses d'équilibrage de basculement 26, 38 est prélevée directement sur l'entraînement des organes d'équilibrage de basculement 24A, 24B, sans qu'il soit nécessaire de prévoir des organes moteurs spécifiques. [0176] Naturellement, d'autres variations des organes d'équilibrage de 15 basculement sont possibles, notamment en combinant les divers modes de réalisation illustrés. On peut notamment prévoir, en variante des modes de réalisation des figures 46 à 52, un actionneur unidirectionnel assurant le déplacement des masses d'équilibrage de basculement dans un sens, de préférence vers la position la plus écartée, et des moyens de rappel élastique assurant le déplacement des masses 20 d'équilibrage de basculement en sens opposé, par analogie avec le ressort 68 de la figure 34. [0177] Les structures illustrées sur les figures 31 à 53 sont particulièrement adaptées à un fonctionnement conforme au fonctionnement décrit sur les figures 4 à 7 en l'absence de masse d'équilibrage de pilon, ou au fonctionnement décrit sur les 25 figures 29 et 30 en présence d'une masse d'équilibrage de pilon. Elles sont toutefois aisément transposables à des dispositifs dont les troisième et quatrième masses d'équilibrage de basculement 38A, 38B sont fixes (figures 11 à 13) ou absentes (figure 1). [0178] Dans les modes de réalisation des figures 39 à 53, les corps roulants 26.1, 30 26.1A, 26.1B, 38.1, 38.1A, 38.1B sont des rouleaux à génératrice en arc de cercle, roulant sur des parois hémicylindriques concave 125.1A, 125.2A. Il est toutefois 3062188 parfaitement envisageable de prévoir un corps 25A, 25B cylindrique à base polygonale, définissant pour les corps roulants des chemins de roulement plans, permettant d'utiliser des rouleaux cylindriques. Il est également possible d'adapter la structure corps 25A, 25B et des cages de guidage à d'autres formes de corps roulants, 5 notamment des billes. Le nombre de corps roulants peut être quelconque, et le cas échéant limité à un pour chaque masse d'équilibrage de basculement 26A, 26B, 38A, 38B. REVENDICATIONS1 Organe d'équilibrage (24A) pour équilibrer un moteur à combustion interne (10), l'organe d'équilibrage (24A) comportant un corps (25A) pourvu d'un ou plusieurs paliers (62, 64) de guidage en rotation du corps (25A) autour d'un axe d'équilibrage (102A) de l'organe d'équilibrage (24A), le corps (25A) ayant un centre de gravité situé dans un plan de référence (C) du corps (25A) perpendiculaire à l'axe d'équilibrage (102A), caractérisé en ce que l'organe d'équilibrage (24A) comporte en outre au moins une première masse d'équilibrage (26A) ayant une valeur M1 et un centre de gravité situé à une distance non nulle E1 de l'axe d'équilibrage (102A), fixe en rotation par rapport au corps (25A) autour de l'axe d'équilibrage (102A) et guidée par rapport au corps (25A) de manière à ce que la distance D1 du centre de gravité de la première masse d'équilibrage (26A) au plan de référence (C) du corps (25A) soit variable. 2. Organe d'équilibrage selon la revendication 1, caractérisé en ce que la première masse d'équilibrage (26A) est guidée par rapport au corps (25A) de manière à ce que la distance non nulle El reste constante. 3. Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 1 à 2, caractérisé en ce que l'organe d'équilibrage (24A) comporte en outre un dispositif de commande pour faire varier la distance D1 dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course. 4. Organe d'équilibrage selon la revendication 3, caractérisé en ce que le dispositif de commande comporte une chambre hydraulique à volume variable (72) dont une paroi est constituée par la première masse d'équilibrage (26A). 5. Organe d'équilibrage selon la revendication 3, caractérisé en ce que le dispositif de commande comporte un actionneur, l'actionneur présentant un organe de sortie mobile, de préférence mobile en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage (102A), le dispositif de commande comportant de préférence une 3062188 57 6. 5 7. 10 8. 15 9. 20 10. 25 11. 30 butée tournante de liaison entre l'organe de sortie et la première masse d'équilibrage (26A). Organe d'équilibrage selon la revendication 5, caractérisé en ce que l'actionneur est un actionneur monodirectionnel et le dispositif de commande comporte en outre un système de rappel (68) de la première masse d'équilibrage (26A) vers l'une des deux positions de fin de course. Organe d'équilibrage selon la revendication 5, caractérisé en ce que l'actionneur est un actionneur bidirectionnel. Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que le corps (25A) est équipé d'un organe (60) d'entraînement en rotation autour de l'axe d'équilibrage (102A), de préférence une denture annulaire. Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 1 à 8, caractérisé en ce que le centre de gravité du corps (25A) est situé sur l'axe d'équilibrage (102A). Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 1 à 8, caractérisé en ce que le centre de gravité du corps (25A) est situé à distance de l'axe d'équilibrage (102A), le centre de gravité du corps (25A) étant de préférence situé dans un plan contenant l'axe de d'équilibrage (102A) faisant un angle Ô par rapport à un plan contenant l'axe d'équilibrage (102A) et le centre de gravité de la première masse d'équilibrage (26A), l'angle Ô étant de préférence compris entre 50° et 130°. Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la première masse d'équilibrage (26A) comporte un ou plusieurs corps roulants (26.1A), le corps (25A) de l'organe d'équilibrage étant pourvu d'un ou plusieurs chemins de roulement (125.1A) orientés et tournés 3062188 58 5 12. 10 13. 15 14. 20 15. 1 6. 25 30 vers l'axe d'équilibrage (102A), le ou les corps roulants étant aptes à rouler sur le ou les chemins de roulement (125.1A) parallèlement à l'axe d'équilibrage (102A) lorsque la distance D1 du centre de gravité de la première masse d'équilibrage (26A) au plan de référence (C) varie. Organe d'équilibrage selon la revendication 11, caractérisé en ce que l'organe d'équilibrage (24A) comporte une cage de guidage (26.2, 26.2A) du ou des corps roulants (26.1, 26.1A), mobile en translation parallèlement à l'axe d'équilibrage (102A) lorsque le ou les corps roulants (26.1, 26.1A) roulent sur le ou les chemins de roulement (125.1A). Organe d'équilibrage selon la revendication à 12, caractérisé en ce que la cage de guidage (26.2, 26.2A) a un centre de gravité situé sur l'axe d'équilibrage (102A). Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 11 à 13, caractérisé en ce que le ou les chemins de roulement (125.1A) sont cylindriques et concaves, et de préférence à centre de courbure positionné sur l'axe d'équilibrage (102A). Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 11 à 14, caractérisé en ce que le ou les corps roulants sont des rouleaux, de préférence des rouleaux à génératrice en arc de cercle. Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte en outre au moins une masse d'équilibrage additionnelle (38A) ayant une valeur M3 et un centre de gravité situé à une distance non nulle E3 du premier axe d'équilibrage (102A), fixe en rotation par rapport au corps (25A) autour de l'axe d'équilibrage (102A) et guidée par rapport au corps (25A) de manière à ce que la distance D3 du centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle (38A) au plan de référence (C) du corps (25A) soit variable. 3062188 59 1 7. Organe d'équilibrage selon la revendication 16 en combinaison avec la revendication 3, caractérisé en ce que le dispositif de commande est apte à faire varier la distance D3 dans une plage de valeurs entre deux positions de fin de course additionnelles. 5 1 8. Organe d'équilibrage selon la revendication 17, caractérisé en ce que le dispositif de commande comporte une liaison mécanique (42.7A) entre la première masse d'équilibrage et la masse d'équilibrage additionnelle, pour qu'un déplacement de la première masse d'équilibrage dans une première direction parallèle à l'axe 10 d'équilibrage (102A) entraîne la masse d'équilibrage additionnelle dans une deuxième direction parallèle à l'axe d'équilibrage (102A) et opposée à la première direction. 1 9. Organe d'équilibrage selon l'une quelconque des revendications 16 à 18, 15 caractérisé en ce que le centre de gravité de la masse d'équilibrage additionnelle (38A) et le centre de gravité de la première masse d'équilibrage de (26A) se trouvent dans un plan d'équilibrage (B-B) contenant l'axe d'équilibrage (102A), et de part et d'autre d'un plan (H) perpendiculaire au plan d'équilibrage (B-B) et contenant l'axe d'équilibrage (102A). 20 20. Système d'équilibrage de basculement comportant un premier organe d'équilibrage de basculement constitué par un organe d'équilibrage (24A) selon l'une quelconque des revendications précédentes guidé en rotation autour d'un premier axe d'équilibrage de basculement (102A) et un deuxième organe 25 d'équilibrage de basculement constitué par un organe d'équilibrage (24B) selon l'une quelconque des revendications précédentes guidé en rotation autour d'un deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) coplanaire et de préférence parallèle au premier axe d'équilibrage de basculement (102A). 30 21. Système d'équilibrage de basculement selon la revendication 20, caractérisé en ce que qu'il comporte en outre une liaison cinématique (36) entre le corps (25A) du premier organe d'équilibrage de basculement (24A) et le corps (25B) du 3062188 60 deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B), telle qu'une rotation du premier organe d'équilibrage de basculement (24A) autour du premier axe d'équilibrage de basculement (102A) dans un sens donné à une vitesse donnée provoque une rotation du deuxième organe d'équilibrage de basculement (24B) autour du deuxième axe d'équilibrage de basculement (102B) en sens contraire et à la même vitesse.