BEI Moteur Pistons Le 24012005 Prsentation du BEI

BEI Moteur à Pistons Le 24/01/2005

Présentation du BEI n Objectifs n Mise en œuvre

Le moteur à pistons (4 temps) n Essence/Diesel n Fonctionnement : n n Admission Compression Explosion Echappement

Etude de moteurs à pistons n n n n Dimensionnement thermodynamique Injection Soupapes Optimisation soupapes Turbocompresseur Combustion Refroidissement

Dimensionnement thermodynamique n n n Réaction de combustion Etude du cycle idéal Etude du cycle mixte Etude du cycle réel Considérations mécaniques

Réaction de combustion n Hypothèses : n n n Réaction unique (pas de dissociations) Gaz parfait (isooctane + air) Réaction considérée : Stoechiométrique

Etude thermodynamique n n n Objectifs de l’étude (travail, pression …) Energie dégagée par la réaction Hypothèses thermodynamiques : n n Compression et détente isentropiques ρ, Cp, Cv constants Combustion instantanée à V constant Etude des différents cycles

Etude du cycle idéal n Cycle : n n n Admission Compression Explosion (infiniment rapide à V constant) Détente Echappement

Mise en équations n n n Rendement : Travail : Pression efficace (Imep) : Pression maximale : Consommation :

Résultats (voiture de tourisme) Données Taux compression Contraintes 10 Cylindrée(L) Alésage 0, 086 Puissance (ch) Course 0, 086 Pression max (bar) Cv (k. J/kg/K) 0, 986 Vitesse max (m/s) Cp 1, 2818 Formules 2 100, 000 35 Régime maxi (tr/min) Mi (kg) W (J) par cycle Rendement 0, 499 6000 P maxi (bar) 90, 0632035 4 Conso (kg/h) 25, 85132339 Nbre cylindres ΔE ( k. J/kg) 2900 Vitesse max (m/s) 298 Cylindrée (L) 1, 013 Puissance (ch) 0, 0000000 Mr (kg) n 16, 635 27, 0176912 1, 15 P échap (bar) 3324, 036746 Peff (bar) Rhô (kg/m 3) T 1 (K) 0, 00230 Puissance et pression maximale trop élevées 27, 0176912 1, 9982 226, 1249487

Etude du cycle mixte n n Cycle à pression limitée Combustion en deux étapes : n n Compression isochore Détente isobare à Pmaxi

Mise en équations n Travail : n On introduit : et n D’où le rendement :

Résultats (voiture de tourisme) Données Contraintes Taux compression 10 Cylindrée(L) Alésage 0, 086 Puissance (ch) Course 0, 086 Vitesse max (m/s) Cv (k. J/kg/K) 0, 986 Régime maxi (tr/min) Cp 1, 2818 Formules 2 100, 000 27, 0176912 6000 Nbre cylindres Mi (kg) Tc (K) 0, 00230 594, 58817 Pc (bar) 20, 21201 x 0, 097899 4 Td (K) 882, 527 30 Td' (K) 2923, 479 Rhô (kg/m 3) 1, 15 P maxi (bar) ΔE ( k. J/kg) 2900 Beta 3, 31262 298 Alpha 1, 48427 1, 013 W (J) par cycle 0, 0000500 Rendement T 1 (K) P échap (bar) Mr (kg) 2583, 993 0, 388 Peff (bar) 12, 93179694 Conso (kg/h) 25, 85132339 Vitesse max (m/s) Cylindrée (L) Puissance (ch) thermo n Résultats plus réalistes 27, 0176912 1, 9982 175, 7818211

Etude du cycle réel n Différences cycles mixte et réel : n n n cycle réel ne suit pas cycle mixte considération des dissociations rendements mécaniques

Données Contraintes Taux compression 10, 5 Cylindrée(L) Alésage 0, 086 Puissance (ch) Course 0, 086 Vitesse max (m/s) Cv (k. J/kg/K) 0, 950 Régime maxi (tr/min) Cp 1, 2818 Formules 2 100, 000 27, 0176912 0, 00230 Tc (K) 677, 45439 Pc (bar) 24, 18035 x 0, 236970 4 Td (K) 1400, 837 50 Td' (K) 3127, 149 6000 Nbre cylindres Mi (kg) Rhô (kg/m 3) 1, 15 P maxi (bar) ΔE ( k. J/kg) 2900 Beta 2, 23234 298 Alpha 2, 06779 1, 013 W (J) par cycle Rendement Peff (bar) 16, 71194996 25, 85132339 T 1 (K) P échap (bar) Mr (kg) 0, 0000500 3339, 332 0, 501 Tflam (Ferg. -oct) (K) 2266, 0000000 Conso (kg/h) ΔE (Ferg) ( k. J/kg) 2522, 5824000 Vitesse max (m/s) Cylindrée (L) Coefficients Puissance (ch) thermo 0, 9 0, 869856 0, 8 Wfinal (J) par cycle 2091, 411079 Mécanique Dissociations Cycle réel 27, 0176912 1, 9982 227, 1654135 Final Puissance finale (ch) 142, 2728625 Rendement final 0, 313842062 Approche plus réaliste

Considérations mécaniques n n Vitesse du piston : Application numérique (voiture de tourisme) :

Approfondissements n n n Injection Soupapes Optimisation soupapes Turbocompresseur Combustion Refroidissement

Injection n Eléments théoriques Injection indirecte Injection directe

Eléments théoriques n Spray de gouttes dans un écoulement Histogramme de diamètres => Dimensionnement de l’injecteur Histogramme de vitesses

Eléments théoriques n Principes de l’injection indirecte et directe

Pourquoi l’injection directe ? n n Gestion fine du carburant (modes) Gain en puissance et consommation Diminution de la pollution (sauf NOx) Mais difficultés de mise en œuvre n n pression élevée précision requise

Eléments théoriques n Equation de trajectoire de goutte :

Eléments théoriques n Equation d’évaporation (loi de Spalding):

Injection indirecte n n n Dispositif d’étude Ecoulement stationnaire Ecoulement instationnaire Résultats Dimensionnement

Dispositif d’étude Uf 5 cm

Écoulement stationnaire Trajectoire en fonction du diamètre

Ecoulement instationnaire Vitesse imposée par l’ouverture et la fermeture de la soupape.

Diamètre de goutte: 20 microns Retard: 1. 5 ms Retard: 0 ms

Diamètre de goutte : 20 microns Retard: 3 ms Vaporisation pas totalement terminé

Schéma d’injection Retard: 1 ms injection = 5. 5 ms vaporisation = 5. 8 ms

Dimensionnement pour moteurs 8 cylindres (2, 9 L) Injection diamètre moyen des gouttes 20 μm diamètre du nez de l'injecteur 405 μm pression d'injection 12, 2 bars vitesse en sortie d'injection 43, 2 m/s temps de vaporisation 5. 8 ms temps d'injection 5. 5 ms retard 1 ms

Injection directe n Tumble n Equation du vortex :

Injection directe n Objectifs n n n Obtenir une répartition homogène Eviter l’impact des gouttes à la paroi Moyens n n n taille goutte vitesse injection angle injection

Injection directe n Bilan approximatif : ordre de grandeur n Dans l’industrie : n n Diamètre d’une goutte =>environ 25 micron Vitesse injection =>60 à 100 m/s soit une pression de 50 à 100 bar

Injection directe n Détermination du diamètre par une loi d’évaporation n n Temps d’injection n n Loi de Spalding d’évolution du rayon pour l’isooctane: On veut injecter pendant ¼ cycle soit 90° d’angle vilebrequin à 5000 rpm Diamètre

Choix de la vitesse n Contrainte injecteur n Volume variable V=150 m/s

Choix de l’angle n Contrainte bougie n Effet de levée du piston Angle de 40° avec ouverture de 30°

Injection directe n Bilan n n Diamètre moyen de la goutte : 25 micron Vitesse injection =>150 m/s Angle de 40° et ouverture du spray 30° Temps d’injection de 3 ms Attention n Etude préliminaire Pas de prise en compte de la forme du piston Pas de prise en compte de la forme de l’injecteur

Soupapes n n Introduction Mise en équations : n n Résultats : n n Équations de conservations Hypothèses simplificatrices Discrétisation Cas test 1 puis 10 cycles Dimensionnement des soupapes Conclusion

Introduction : principe des soupapes

Exemple de soupape

Position du problème n Moteur de voiture de sport : n n n n Cylindrée : 3 litres Course 7, 1 cm Alésage 8, 2 cm Longueur de bielle : 17, 75 cm Taux de compression : 12 N=7000 tr/min Problème du remplissage : les soupapes doivent avoir le temps de remplir et de vider le cylindre

Equations générales n Conservation de la masse du mélange : n Conservation de la masse de l'espèce i : n Conservation de l'énergie totale du mélange : n Volume : calculé à partir de la course, de l'alésage, de l'angle vilebrequin et du taux de compression

Hypothèses simplificatrices n n n n Gaz parfait 1 seule réaction sans dissociation Cp, gamma, M etc. égaux à ceux de l'air et constants Pas de croisement des soupapes Pas de fuites massiques Pertes thermiques modélisées Modèle d'Eddy Break up :

Discrétisation des équations n Masse du mélange : n Espèce i : n Energie -> pression :

Résultats

Cas test : isentropique n Hypothèses : n n adiabatique (hglobal=0 W. m-2. K-1) pas d'ouverture des soupapes pas de combustion Résultats :

Exemple étudié n N=7000 tours/min n 2 soupapes de diamètre 35 mm n Diamètre des tiges 5 mm

1 cycle complet : géométrie

1 cycle complet : thermodynamique

1 cycle complet thermodynamique : synthèse des résultats n Débit> 0 à l'admission, débit<0 à l'échappement n Masse constante pendant compression et combustion n Pic de température pour la combustion n P fin échappement < Pext -> l'air peut entrer pour l'admission car dépression

10 cycles successifs : géométrie

10 cycles successifs : thermodynamique

10 cycles successifs Thermodynamique : synthèse des résultats n Problème pour 1 seul cycle : conditions initiales : n n pendant l'admission, l'air extérieur entre dans le cylindre froid. Si plusieurs cycles : l'air extérieur se mélange aux gaz résiduels chauds. A partir du 4ème cycle, convergence et stabilisation Similarité de chaque cycle

Dimensionnement des soupapes

Tests de plusieurs soupapes 3000 tpm 5000 tpm 7000 tpm 9000 tpm 1 soupape D=3. 5 cm 0. 849 0. 791 0. 725 0. 649 1 soupape D=5. 0 cm 0. 862 0. 812 0. 783 0. 762 2 soupapes D=3. 3 cm 0. 859 0. 810 0. 780 0. 755 2 soupapes D=3. 5 cm 0. 860 0. 812 0. 783 0. 761 Admiss 2 x D=3. 5 cm Echap. 2 x D=1. 5 cm 0. 854 0. 806 0. 777 0. 757 Admiss 2 x D=1. 5 cm Echap. 2 x D=3. 5 cm 0. 847 0. 608 0. 465 0. 383 n Optimisation pour : n n Soupapes plus grandes Soupapes d'échappement plus petites que celles d'admission, plutôt que le contraire

Soupapes : conclusion n n Code validé pour le cas isentropique Résultats géométriques et thermodynamiques cohérents Stabilisation au bout de quelques cycles Dimensionnement des soupapes pour un remplissage optimal : n n n 2 soupapes d'admission de 35 mm 2 soupapes d'échappement de 15 mm Approfondissement : utilisation d'un turbo

Optimisation soupapes et turbocompresseur Evolution du code n n n Améliorations au niveau des soupapes Introduction d’une suralimentation par turbocompresseur Optimisation de la puissance sur le moteur atmosphérique n n n Le croisement aux soupapes L’avance à l’allumage Influence du turbocompresseur n n Le problème d’écoulement sonique La contrainte de pression maximale dans le cylindre Optimisation de l’avance à l’allumage selon le régime moteur

Optimisation soupapes Evolution du code n Améliorations au niveau des soupapes n n Loi de levée

Optimisation soupapes

Optimisation soupapes n Croisement des soupapes

Optimisation soupapes

Turbocompresseur n Introduction d’une suralimentation par turbocompresseur n Un peu de théorie

Turbocompresseur n Conservation de l’énergie

Turbocompresseur n Implémentation dans le code n n n Pas de bouclage par turbocompresseur Echappement dans l’atmosphère Admission : Pression de suralimentation réglable

Optimisation soupapes Optimisation de la puissance sur le moteur atmosphérique n n Le croisement aux soupapes

Optimisation soupapes

Optimisation soupapes n L’avance à l’allumage

Optimisation soupapes

Turbocompresseur n Influence du turbocompresseur

Turbocompresseur n Le problème d’écoulement sonique n Si Paval/Pamont < 0. 518, écoulement sonique

Turbocompresseur n La contrainte de pression maximale dans le cylindre

Turbocompresseur

Turbocompresseur n Optimisation de l’avance à l’allumage selon le régime moteur

Turbocompresseur

Combustion n n Carburants Vitesse de flamme Modélisation analytique Modélisation numérique (2 approches) : n n n cas laminaire cas turbulent Etude des dissociations

Carburants n Deux paramètres : n n pouvoir calorifique indice d’octane

Vitesse de flamme n avec : n n n α coefficient de température égale à 2. 18 -0. 8(φ-1) β coefficient de pression égale à -0. 16+0. 22(φ-1) φ richesse du mélange

Modèle de flamme sphérique Gaz Brûlés R(t) n n Front de flamme à la vitesse Sl Gaz frais Masse de gaz brûlés : D’où : Conservation de la masse : On en déduit :

Modèle de flamme sphérique n n En prenant une vitesse laminaire de 1 m/s, on obtient un temps de combustion de 22 ms ce qui correspond à peu près à deux tours et demi de vilebrequin pour notre régime nominal de 6000 tr/min. Variation de masse à travers la sphère : n avec :

Modèle numérique (laminaire) n Hypothèses : n n Gaz parfait Front de flamme sphérique progressant à Sl Evolution isentropique des gaz frais Pression égale gaz frais/gaz brûlés

Modèle numérique (laminaire) n Equations implémentées :

Code de calcul: Conditions initiales: • Pression et température (GF) de compression isentropique • Température des gaz brûlés Do while Mgfk<Mgfinitiale Variation de la masse GF/GB Calcul de la pression Calcul température GF/GB Calcul masses volumiques • Masses volumiques -> loi d’état GP • Masse: on choisit Ri et on a la masse à partir de la loi d’état Calcul vitesse de flamme Calcul du rayon

Résultats: laminaire

Cas turbulent n Réalité : flamme turbulente n le plissement : n l’étirement :

Résultats: turbulent

Etude des dissociations n Utilisation de Chemkin n Ensemble de programmes et de librairies pour le calcul d’écoulement réactifs

Résultats

Combustion : le cliquetis Qu’est-ce que le cliquetis ? n Ondes de pression Sites autoinflammation Dégâts par arrachement de métal n n 1)Propagation du front de flamme 2) Mélange repoussé contre les parois. P et T grands -> auto inflammation 3) Ondes de pression très vives -> nouveaux points chauds 4) Micro explosions qui détruisent le métal

Combustion : le cliquetis n Facteurs influençant le cliquetis n n n n Taux de compression important -> pressions fortes dans la chambre Avance à l’allumage La forme de la chambre Température du piston Turbulence Indice d'octane Bilan n Phénomène important à prendre en compte pour le dimensionnement moteur

Allumage par bougie n Dimensionnement d’une bougie n n n Pour allumer il faut apporter une valeur minimum d’énergie en un point donné. Nécessité d’un rayon critique d’allumage-> dimensionnement de la bougie Calcul du rayon :

Interaction flamme - paroi n Explications : n n n n Grande différence de température entre chambre(2500 K) et parois cylindre (500 K) Sur une distance de moins de 1 mm la flamme s’éteint près de la paroi hydrocarbures imbrûlés, pollution fort flux thermique à la paroi => fort gradient => problème matériau problème complexe Distance de coincement :

Refroidissement du moteur n Chaleur à évacuer n Dimensionnement de la pompe à eau n Radiateur

Chaleur à évacuer du piston r 3 r 2 r 1 hparoi heau

Chaleur à évacuer n n Conduction des parois : Convection : n Paroi / Eau : n Paroi / Gaz brûlés :

Chaleur à évacuer n Formule de Woschni n p ? T ? Pression moyenne sur le cycle Température moyenne sur le cycle Moyenne des pressions sur chaque phase moyenne sur le cycle

Chaleur à évacuer n Phase d’admission : n Phase de compression et détente : n Combustion : n Echappement :

Chaleur à évacuer n Formule de Woschni : Environ ¼ de la puissance produite par le piston

La pompe n Contraintes : n n Débit fixé par la chambre de refroidissement Pertes de charge minimales (encombrement) Coudes, circuit (+20%), radiateur. . . Puissance < 7% de celle du moteur

Etude de la pompe n n n Calcul des pertes de charge : Calcul de Ksing d'un coude (180°-petit rayon) : Calcul de λ en turbulent (Re=275000) : Karman-Prandtl :

Etude de la pompe n Formulation des pertes de charge totales : n Calcul de la puissance de la pompe : avec donc

Etude de la pompe n Dimensionnement : n n Chambre en série Conduites de moins de 2 cm Radiateur de 21 cm*21 cm Puissance de la pompe : 720 000 J/kg Ppompe = 6 % Pmoteur

Radiateur n Contraintes : n n n 72 k. W à évacuer Encombrement Prix

Etude d’un radiateur seul n Hypothèses : n Régime permanent : n Problème monodimensionnel : n Paroi parfaitement conductrice : n Conditions critiques :