FR 2769045 A1 19990402 FR 9812006 A 19980925 L'invention concerne un procédé pour régler la puissance de freinage dans le fonctionnement de freinage d'un moteur à combustion interne à suralimentation. La puissance de freinage du moteur se compose de la puissance de résistance et de la puissance de freinage, qui est obtenue par étranglement du courant des gaz d'échappement du moteur à combustion interne. Lorsque la pression de refoulement augmente dans le conduit des gaz d'échappement du moteur à combustion interne, le travail d'alternance de charge des pistons, qui doit être appliqué pour faire sortir les gaz d'échappement à l'encontre de la pression de refoulement, augmente. Au-delà de la puissance de traction la puissance de freinage moteur est accrue moyennant une dépense de construction supplémentaire, par le fait qu'un organe de réglage est disposé dans le conduit des gaz d'échappement du moteur à combustion interne et refoule le courant des gaz d'échappement en fonction de sa position de réglage, c'est-à-dire de la section transversale de passage qui subsiste. D'après le document allemand DE 195 17 971 A1 on connaît un moteur à combustion interne à suralimentation, qui comporte, dans le conduit des gaz d'échappement, un papillon des gaz pivotant. Dans le fonctionnement avec freinage du moteur, le papillon des gaz d'échappement pivote en fonction de la puissance de freinage requise et libère une section transversale réduite d'écoulement traversant pour le refoulement du courant de gaz d'échappement. En outre le document allemand DE 43 30 487 C1 décrit un moteur à combustion interne à suralimentation, dont le turbocompresseur à gaz d'échappement comporte une turbine à gaz d'échappement ayant une géométrie réglable de turbine, qui est utilisée en tant que frein à pression d'accumulation pendant le fonctionnement de freinage du moteur et, sous l'effet d'une rotation correspondante d'une partie pivotante de la grille d'aubes directrices de la turbine, I'arrivée de l'écoulement sur un rotor de la turbine est réduite ou bloquée indépendamment de courants de coupure. Les deux procédés connus commandent la puissance de freinage du moteur au moyen de la position des organes de réglage respectifs dans le conduit des gaz d'échappement, un accroissement de la puissance de freinage du moteur étant lié directement à un accroissement de la pression de refoulement, c'est-à-dire de la pression d'entrée dans la turbine. Il n'est prévu aucune régulation de la puissance de freinage du moteur, dans laquelle une grandeur de régulation réagissant sur elle- même selon une structure en boucle dans le sens d'une contre-réaction. Un accroissement de la puissance de freinage du moteur par accroissement de la pression d'accumulation n'est possible que de manière limitée dans des moteurs à combustion interne à suralimentation. Lors du fonctionnement de freinage du moteur, on atteint rapidement les limites de fonctionnement du turbocompresseur à suralimentation avec une pression élevée d'entrée dans la turbine et avec les vitesses de rotation correspondantes du turbocompresseur à gaz d'échappement. Un dépassement par le haut des limites du turbocompresseur conduit à une usure accrue et éventuellement à une destruction du compresseur d'air de suralimentation du turbocompresseur à gaz d'échappement. Dans le cas d'une commande de la puissance de freinage ou par exemple dans le cas d'une simple régulation avec la position de réglage de l'organe de réglage dans le conduit des gaz d'échappement en tant que grandeur de régulation imprécise, il faut faire fonctionner le turbocompresseur à gaz d'échappement dans le fonctionnement de freinage du moteur avec une distance limite nette en deçà de ses limites de fonctionnement. La puissance de freinage, que l'on peut obtenir et qui est utilisable, est par conséquent fortement limitée. L'invention a pour but d'indiquer un procédé pour régler la puissance de freinage dans le fonctionnement de freinage du moteur d'un moteur à combustion interne à suralimentation, qui permette d'obtenir la puissance maximale de freinage dans les limites de fonctionnement du turbocompresseur à gaz d'échappement. Ce problème est résolu conformément à l'invention à l'aide d'un procédé du type indiqué plus haut caractérisé par le fait que - le moteur possède un champ de courbes caractéristiques, dans lequel sont mémorisées électroniquement des valeurs de consigne, qui sont associées à une multiplicité de points de fonctionnement et qui sont utilisées dans un régulateur du moteur en tant que grandeurs d'entrée pour la comparaison valeur de consigne-valeur réelle, - le champ de courbes caractéristiques comprend un champ de courbes caractéristiques, mémorisées électroniquement, du compresseur d'air de suralimentation, qui représente, dans le cas de vitesses de rotation différentes du turbocompresseur à gaz d'échappement, la relation entre le débit massique et le taux de compression total, et - une multiplicité de courbes de fonctionnement pour des positions déterminées de l'organe de réglage et pour des vitesses de rotation déterminées du moteur ainsi que pour une pression d'entrée constante d'entrée dans la turbine sont mémorisées dans le champ de courbes caractéristiques, - une position préférée de l'organe de réglage est retirée du champ de courbes caractéristiques et est réglée par le fait que la pression associée d'entrée dans la turbine est prélevée en tant que valeur réelle en tant que grandeur de régulation, et ce à partir du champ de courbes caractéristiques pour des vitesses de rotation différentes du turbocompresseur à gaz d'échappement, pour des débits massiques différents du compresseur et pour des taux de compression du compresseur, et - la valeur de consigne est déterminée proportionnellement en fonction de la demande de puissance de freinage à partir d'une valeur maximale de la pression d'entrée de la turbine, dans les limites de fonctionnement du turbocompresseur à gaz d'échappement, - la valeur maximale étant prélevée d'une courbe caractéristique de la vitesse de rotation, mémorisée dans le champ de courbes caractéristiques, en fonction de la vitesse de rotation du moteur. Un avantage du procédé de régulation selon l'invention doit être vu dans le fait qu'on peut se passer de l'installation de capteurs de la vitesse de rotation servant à détecter la vitesse de rotation du turbocompresseur à gaz d'échappement, et de capteurs de pression servant à mesurer la pression d'entrée dans la turbine et dont les résultats de mesure sont peu fiables en raison des contraintes extrêmement élevées respectives. La pression d'entrée effective dans la turbine peut être déterminée de façon précise avec les informations du champ de courbes caractéristiques du compresseur mémorisées électroniquement, à partir des grandeurs que sont le débit massique et le taux de compression total au niveau du compresseur, et ce éventuellement à l'aide de paramètres simples à mesurer, comme par exemple la pression ambiante, la pression de charge et la température de l'air de charge, par le régulateur du moteur, en fonction de la vitesse de rotation du moteur à combustion interne. La valeur de consigne pour la comparaison valeur réelle/valeur de consigne pour la régulation de la puissance de freinage du moteur est déterminée proportionnellement à partir de la valeur maximale de la pression d'entrée dans la turbine, qui est prédéterminée par la courbe caractéristique de vitesse de rotation dans les limites du fonctionnement côté turbocompresseur. La valeur de consigne déterminée d'une manière proportionnelle peut ne pas dépasser la valeur maximale, de sorte que la valeur maximale peut être prédéterminée à proximité des limites, côté turbocompresseur de la vitesse de rotation respective du moteur. On obtient I'effet de refoulement maximum possible dans le conduit des gaz d'échappement et par conséquent la puissance maximale de freinage lorsque la courbe caractéristique de la vitesse de rotation pour la pression maximale d'entrée de la turbine passe à proximité de la limite côté pompe du compresseur dans le champ de courbes caractéristiques. Avantageusement, des courbes de fonctionnement du moteur pour le fonctionnement de freinage du moteur, le fonctionnement à allumage commandé et d'autres types de fonctionnement du moteur tels que le fonctionnement avec renvoi des gaz d'échappement sont mémorisés dans le champ de courbes caractéristiques, ce qui a pour effet qu'un comportement optimum de fonctionnement peut être atteint avec une faible dépense d'application pour chaque type de fonctionnement du moteur. Un signal de freinage d'un transmetteur de signal de freinage, par exemple d'une pédale de frein, peut être envoyé au régulateur du moteur pour l'affichage de l'état de fonctionnement de freinage du moteur à combustion interne. Si conformément à une variante de réalisation avantageuse de l'invention le générateur de signal de freinage produit, en fonction de sa position d'actionnement, un signal de freinage normalisé, qui est utilisé par l'unité formant régulateur pour déterminer la valeur de consigne en tant que pourcentage correspondant de la valeur maximale, la puissance de freinage peut être demandée directement, de façon progressive, au moyen du générateur du signal de freinage, par l'intermédiaire du réglage du générateur du signal de freinage. Selon une autre caractéristique de l'invention, la courbe caractéristique de la vitesse de rotation s'étend à proximité de la limite de pompage du compresseur, dans le champ de courbes caractéristiques. Selon une autre caractéristique de l'invention, des courbes de fonctionnement du moteur pour le fonctionnement de freinage du moteur, le fonctionnement à allumage commandé et d'autres types de fonctionnement du moteur sont mémorisées dans le champ de courbes caractéristiques. Selon une autre caractéristique de l'invention, un signal de freinage d'un générateur de signal de freinage est envoyé au régulateur du moteur pour l'affichage de l'état de fonctionnement de freinage du moteur à combustion interne. Selon une autre caractéristique de l'invention, le régulateur du moteur commande, dans le fonctionnement de freinage du moteur, un dispositif supplémentaire de freinage du moteur tel que des soupapes de freinage dans les cylindres du moteur à combustion interne. Selon une autre caractéristique de l'invention, le générateur du signal de freinage produit, en fonction de sa position d'actionnement, un signal de freinage normalisé, qui est utilisé par le régulateur du moteur pour déterminer de façon progressive la valeur de consigne de la pression d'entrée dans la turbine en tant que pourcentage correspondant de la valeur maximale. Selon une autre caractéristique de l'invention, la puissance de freinage du moteur est réglée par la position de la grille d'aubes directrices d'une géométrie variable de turbine de la turbine à gaz d'échappement. D'autres caractéristiques et avantages de la présente invention ressortiront de la description donnée ci-après prise en référence au dessin annexé, dont la figure unique représente une partie d'un champ de caractéristiques de fonctionnement d'un moteur. Pour l'explication, on va tout d'abord décrire l'agencement d'un moteur à combustion interne non représenté, pendant le fonctionnement de freinage du moteur duquel la puissance de freinage est réglée à l'aide du procédé selon l'invention. Un turbocompresseur à gaz d'échappement du moteur à combustion interne comporte un compresseur d'air de suralimentation et une turbine à gaz d'échappement reliée de manière solidaire en rotation au compresseur, et la turbine à gaz d'échappement, qui est entraînée par le courant de gaz d'échappement du moteur à combustion interne, est équipée d'une géométrie de turbine réglable de façon variable. En fonction de la position EP de la grille directrice de la turbine à gaz d'échappement, cette grille directrice refoule le gaz d'échappement du moteur à combustion interne en avant de l'entrée dans la turbine. Le moteur à combustion interne possède un champ de courbes caractéristiques, qui sera décrit plus loin et dans lequel sont mémorisés électroniquement des paramètres de consigne, qui sont associés à une multiplicité de fonctionnements et qui sont utilisés pour un régulateur du moteur en tant que grandeur d'entrée pour la comparaison valeur de consigne-valeur réelle. Sur la figure du dessin, on a représenté une partie d'un champ de courbes caractéristiques, qui comprend un champ de courbes caractéristiques du compresseur d'air de suralimentation VD. En abscisses, on a porté le débit massique réduit (normalisé) Mred du compresseur d'air de suralimentation, et pour la détermination de ce débit, on a la relation indiquée ci-après entre des grandeurs: Mred = M * e[kg/s] ptl pbez avec les désignations suivantes pour les grandeurs: M = débit massique [kg/s] Tp1, pt2 = température et pression à l'entrée du compresseur; Tbz, Pbz = température de référence et pression de référence (par exemple 293 K/991 mbars). En ordonnées on a porté le taux de compression total 7uv = pt2/ptl, pt2 représentant la pression de sortie du compresseur et pt1 la pression d'entrée du compresseur. Les grandeurs de sortie pt, pt2, Tt1, pour le régulateur du moteur pour la détermination du débit massique réduit Mred peuvent être déterminées avec une faible dépense de construction, au moyen de capteurs de mesure disposés de façon correspondante sur le compresseur. Le champ de courbes caractéristiques du compresseur représente la relation entre le débit massique Mred et le taux de compression total 7r pour différentes vitesses de rotation nVD du compresseur, c'est-à-dire pour des vitesses de rotation du turbocompresseur (par exemple: des valeurs nvD de 50 000 tr/mn jusqu'à 108 000 tr/mn) et plus pour différents rendements du compresseur. Les courbes correspondant aux mêmes rendements s'étendent en forme de coquille autour du rendement maximum au centre du champ de courbes caractéristiques du compresseur; les courbes correspondant a une même vitesse de rotation du compresseur sont représentées sous la forme de courbes qui s'étendent d'une manière légèrement inclinée de haut en bas et de la gauche vers la droite. En outre, une multiplicité de courbes de fonctionnement du moteur sont mémorisées dans le champ de courbes caractéristiques, pour des positions déterminées LEP (LEP1-LEP3) de la grille directrice de la turbine à gaz d'échappement et de vitesses de rotation déterminées du moteur pour le fonctionnement de freinage du moteur, ainsi que des courbes caractéristiques de fonctionnement du moteur pour une pression d'entrée constante p3 de la turbine de sorte qu'une pression associée d'entrée p3 de la turbine peut être tirée du champ de courbes caractéristiques pour différentes vitesses de rotation nVD du turbocompresseur, différents débits massiques Mred du compresseur et différents taux de compression totaux xv. D'autres parties non représentées du champ de courbes caractéristiques comprennent, de façon analogue, le champ de courbes caractéristiques du compresseur et un réseau de courbes de fonctionnement du moteur pour des positions constantes de la grille directrice de la turbine à gaz d'échappement et pour des vitesses de rotation constantes du moteur pour d'autres types de fonctionnement du moteur, comme par exemple le fonctionnement à allumage commandé avec différentes charges de fonctionnement ou même avec un fonctionnement avec renvoi des gaz d'échappement. En fonction de l'agencement et des possibilités de fonctionnement du système de freinage du moteur, on peut mémoriser électroniquement des champs de courbes caractéristiques pour le fonctionnement de freinage du moteur avec un étranglement constant, c'est-à- dire avec des soupapes de décompression ouvertes de façon permanente, des soupapes de freinage du moteur commandées de façon cadencée ou également pour un pur fonctionnement de traction avec des soupapes de freinage fermées.dans les cylindres du moteur à combustion interne ou bien pour l'utilisation d'un volet de réglage des gaz d'échappement. L'équipement de la turbine à gaz d'échappement avec turbocompresseur à gaz d'échappement avec une géométrie variable de la turbine fournit, en dehors d'un fonctionnement variable et effectif de freinage de turbocompresseur, des avantages dans le fonctionnement à allumage commandé. Pour obtenir une puissance de freinage, qui est réglable conformément au procédé selon l'invention, on peut cependant prévoir, à la place de la grille directrice comportant des aubes directrices réglables, des tiroirs axiaux, des parois réglables, des buses ou des clapets de freinage ou des organes de réglage similaires pour le' refoulement des gaz d'échappement en avant de l'entrée dans la turbine à gaz d'échappement. Le champ de courbes caractéristiques du compresseur est limité à gauche par la limite PG de pompage et à droite par la limite de blocage SG côté compresseur. La limite PG de pompage résulte de décollements de l'écoulement au niveau des aubes du compresseur, ce qui, dans le cas d'une réduction supplémentaire du débit massique réduit Mred, conduit à un écoulement d'entrée instable. Le pompage devrait être évité, étant donné qu'il apparaît des vibrations des aubes, qui peuvent provoquer des endommagements. Un écoulement à la vitesse du son s'établit au niveau de la limite de blocage SG, dans la section transversale de l'écoulement du compresseur, ce qui empêche physiquement un accroissement supplémentaire du débit massique d'entrée pour un taux de compression total xTv prédéterminé. La limite supérieure du champ de courbes caractéristiques du compresseur est déterminée par la vitesse de rotation axiale admissible nvo du compresseur, qui dépend de la géométrie du rotor du compresseur (vitesse de rotation d'éclatement, qui dépend du diamètre et du matériau). Grâce au couplage électronique du champ de courbes caractéristiques du compresseur au réseau de courbes caractéristiques de fonctionnement du moteur pour des positions constantes LEP de la grille directrice et pour des vitesses de rotation constantes nM du moteur pour différents débits massiques Mred, une position préférée LEP de la grille directrice de la turbine à gaz d'échappement peut être tirée du champ de courbes caractéristiques en fonction de la vitesse de rotation nM du moteur, pour le fonctionnement de freinage du moteur et éventuellement également pour le fonctionnement du moteur à allumage commandé ou pour d'autres types de fonctionnements existants du moteur existants et doit être réglé au niveau de la grille directrice de la turbine à gaz d'échappement. Après détermination du débit massique Mred et du taux de compression total x7v au niveau du compresseur, on peut tirer du champ de courbes caractéristiques du compresseur la pression d'entrée p3 de la turbine en fonction de la vitesse de rotation respective du moteur. De même, la vitesse de rotation du turbocompresseur, qui peut être difficilement mesurée en raison de valeurs élevées, peuvent être tirées de façon précise les informations du champ de courbes caractéristiques. Si la puissance de freinage du moteur est demandée et qu'un transmetteur du signal de freinage, par exemple une pédale de frein ou un levier de frein, est actionné, le transmetteur du signal de freinage produit un signal de freinage, qui est envoyé au régulateur du moteur pour l'affichage de l'état de fonctionnement de freinage du moteur à combustion interne. Le régulateur du moteur tire, du champ de courbes caractéristiques du compresseur, sur la base de courbes de fonctionnement de freinage du moteur, la valeur réelle de la pression d'entrée de la turbine et en outre une valeur maximale de la pression d'entrée de la turbine, à l'intérieur des limites de fonctionnement du turbocompresseur à gaz d'échappement lorsque la vitesse de rotation du moteur est fixée. La valeur maximale est tirée d'une courbe caractéristique SL de la vitesse de rotation, qui s'étend dans le champ de courbes caractéristiques avec une faible distance de sécurité à proximité de la limite PG de pompage. Le transmetteur du signal de freinage produit, en fonction de sa position d'actionnement, un signal de freinage normalisé, qui est utilisé par le régulateur du moteur pour la détermination progressive de la valeur de consigne de la pression d'entrée de la turbine en tant que composante correspondante de la valeur maximale. Lors d'une demande de puissance de freinage de 100 %, la valeur de consigne correspond à la pression d'entrée maximale admissible de la turbine, avec laquelle la puissance de freinage maximale possible est obtenue dans le fonctionnement de freinage du moteur. Le signal de freinage peut être modifié par l'intensité du courant, I'amplitude de la fréquence des pulsations ou analogue. On peut agir directement, au moyen de la position d'actionnement du transmetteur du signal de freinage, sur la puissance de freinage, qui, comme cela a déjà été décrit, est réglée par la détermination proportionnelle de la valeur de consigne à partir de la valeur maximale et de la comparaison valeur réelle - valeur de consigne effectuée ensuite dans le régulateur du moteur. Lors de l'utilisation éventuelle de la puissance de freinage maximale possible, un dépassement des limites de fonctionnement du turbocompresseur dans le fonctionnement de freinage du moteur du moteur à combustion interne suralimenté est évité de façon sûre. La courbe caractéristique est SL de la vitesse de rotation est mémorisée dans le champ de courbes caractéristiques en tant que courbe de fonctionnement maximale du moteur à combustion interne, à proximité de la limite PG de pompage et se situe à l'intérieur de la surface utilisable du champ de courbes caractéristiques du compresseur, qui est déterminée par des positions limites des aubes de la grille directrice de la turbine (LEP "ouvert", LEP "fermé"). Dans la gamme des taux de compression inférieurs du compresseur, la courbe caractéristique est celle de la vitesse de rotation est située sur la courbe de fonctionnement du turbocompresseur à gaz d'échappement avec une position fermée de la grille directrice. Sur le diagramme du dessin on peut voir que, lorsque la grille directrice de la turbine est fermée ou presque fermée, des courbes théoriques de fonctionnement sont situées dans le champ de courbes caractéristiques du compresseur, à gauche de la limite PG de pompage. Par conséquent, lors du fonctionnement du compresseur d'air de suralimentation, lors d'un dépassement théorique de la courbe caractéristique et de celle de la vitesse de rotation, la grille directrice de la turbine est par conséquent ouverte lorsque la vitesse de rotation nM du moteur augmente. Par conséquent, lors du fonctionnement du compresseur d'air de suralimentation, lors du dépassement théorique de la courbe caractéristique SL de la vitesse de rotation, la grille directrice de la turbine est ouverte lorsque la vitesse de rotation nM augmente. Par conséquent, dans le fonctionnement du moteur, on se rapproche uniquement de points de fonctionnement à l'intérieur du champ de courbes caractéristiques du compresseur et dans le fonctionnement de freinage moteur, on est certain que les valeurs maximales possibles de la pression d'entrée de la turbine sont correctes. Dans le cas de la présence du signal de freinage, le régulateur du moteur commande un dispositif de freinage moteur avec des soupapes de freinage dans les cylindres et règle la puissance de freinage au moyen de dispositions de réglage, qui agissent de manière à établir un refoulement, dans le conduit des gaz d'échappement. Les courbes caractéristiques de fonctionnement du moteur sont produites à partir de mesures du moteur lors d'essais de freinage. Des courbes de fonctionnement peuvent être déterminées pour différents types de fonctionnement de freinage moteur et sont mémorisées dans le champ de courbes caractéristiques, par exemple étranglement constant, c'est-à- dire soupape de décompression ouverte en permanence dans le cylindre, soupape de freinage du moteur commandée de façon cadencée ou soupape de freinage du moteur fermée (pur fonctionnement de traction). REVE N D CATIONS 1. Procédé pour régler la puissance de freinage dans le fonctionnement de freinage moteur d'un moteur à combustion interne à suralimentation, dont les gaz d'échappement sont refoulés par un organe de réglage dans le conduit des gaz d'échappement, en amont de l'entrée dans une turbine à gaz d'échappement d'un turbocompresseur à gaz d'échappement, caractérisé en ce que - le moteur possède un champ de courbes caractéristiques, dans lequel sont mémorisées électroniquement des valeurs de consigne, qui sont associées à une multiplicité de points de fonctionnement et qui sont utilisées dans un régulateur du moteur en tant que grandeurs d'entrée pour la comparaison valeur de consigne- valeur réelle, - le champ de courbes caractéristiques comprend un champ de courbes caractéristiques, mémorisées électroniquement, du compresseur d'air de suralimentation, qui représente, dans le cas de vitesses de rotation (nvD) différentes du turbocompresseur à gaz d'échappement, la relation entre le débit massique (Mred) et le taux de compression total (7v), et - une multiplicité de courbes de fonctionnement pour des positions déterminées (LEP) de l'organe de réglage et pour des vitesses de rotation déterminées (nM) du moteur ainsi que pour une pression d'entrée constante (p3) d'entrée dans la turbine sont mémorisées dans le champ de courbes caractéristiques, - une position préférée (LEP) de l'organe de réglage est retirée du champ de courbes caractéristiques et est réglée par le fait que la pression associée (p3) d'entrée dans la turbine est prélevée en tant que valeur réelle en tant que grandeur de régulation, et ce à partir du champ de courbes caractéristiques pour des vitesses de rotation différentes (nvo) du turbocompresseur à gaz d'échappement, pour des débits massiques différents (Mred) du compresseur et pour des taux de compression (cv) du compresseur, et - la valeur de consigne est déterminée proportionnellement en fonction de la demande de puissance de freinage à partir d'une valeur maximale de la pression d'entrée (P3) de la turbine, dans les limites de fonctionnement du turbocompresseur à gaz d'échappement, - la valeur maximale étant prélevée d'une courbe caractéristique (SL) de la vitesse de rotation, mémorisée dans le champ de courbes caractéristiques, en fonction de la vitesse de rotation (nM) du moteur. 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que la courbe caractéristique (SL) de la vitesse de rotation s'étend à proximité de la limite (PG) de pompage du compresseur, dans le champ de courbes caractéristiques. 3. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 et 2, caractérisé en ce.que des courbes de fonctionnement du moteur pour le fonctionnement de freinage du moteur, le fonctionnement à allumage commandé et d'autres types de fonctionnement du moteur sont mémorisées dans le champ de courbes caractéristiques. 4. Procédé selon la revendication 3, caractérisé en ce qu'un signal de freinage d'un générateur de signal de freinage est envoyé au régulateur du moteur pour l'affichage de l'état de fonctionnement de freinage du moteur à combustion interne. 5. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que le régulateur du moteur commande, dans le fonctionnement de freinage du moteur, un dispositif supplémentaire de freinage du moteur tel que des soupapes de freinage dans les cylindres du moteur à combustion interne. 6. Procédé selon la revendication 4, caractérisé en ce que le générateur du signal de freinage produit, en fonction de sa position d'actionnement, un signal de freinage normalisé, qui est utilisé par le régulateur du moteur pour déterminer de façon progressive la valeur de consigne de la pression (P3) d'entrée dans la turbine en tant que pourcentage correspondant de la valeur maximale. 7. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisé en ce que la puissance de freinage du moteur est réglée par la position (LEP) de la grille d'aubes directrices d'une géométrie variable de turbine de la turbine à gaz d'échappement.