La suralimentation dans les moteurs à combustion interne

Transcription

10ème cycle de conférences
Utilisation rationnelle de l'énergie dans les moteurs à
combustion interne et environnement
La suralimentation dans les moteurs à combustion interne
Hamid Lahjaily,
Renault, Direction Conception et Technologies
Michel Toussaint,
CNAM, chaire de Turbomachines
10ème cycle de conférence Cnam / SIA, Paris 10 mars 2009
1
Plan de la conférence
Intérêt et enjeux de la suralimentation
La suralimentation par les
turbocompresseurs
Fonctionnement du compresseur
Le pompage des compresseurs
Fonctionnement de la turbine
La suralimentation et la dépollution
La suralimentation à double étage
Conclusion
Questions / Réponses
2
Intérêt et enjeux de la suralimentation
Course à la puissance
Consommation : Downsizing
Dépollution
Agrément de conduite : Brio
Fiabilité : Densité d’énergie
3
Specific power [kW/L]
Les besoins en performance spécifique
80
75
70
65
60
55
"Sports”
Engine
MERCEDES C30 CDI AMG 231cv
BMW SERIE 5 535D - L6 Twin Turbo 270cv
Renault 2.0 l dci 175cv-FAP
Renault V6D 3.0l dci
ALFA ROMEO GT 1.9 JTD 150cv250cv
VOLKSWAGEN GOLF 1.9TDi-150cv
PEUGEOT 2.7 V6 HDI 200cv
Renault 1.6 dci 130cv
BMW ALPINA 3.0Biturbo-D10-245 cv
V6D-A
Renault 2.l dci
130cv
BMW SERIE 3 320d
50
Average
45
40
35
30
25
20
1995
1997
1999
2001
2003
2005
2007
2009
2011
Augmentation continue Year
des puissances spécifiques
tant en essence qu’en Diesel
+15 kW/L en 10 ans en Diesel (+40 % / 1995 !!)
+10 kW/l en 10 ans en Essence (+16%/1995)
Augmentation continue des couples spécifiques
+60 Nm/L en 10 ans en Diesel (+66 % / 1995 !!)
4
Les besoins de réduction de consommation
Engagement CAFE de l’ACEA (Corporate Average Fuel
Economy)
• 140g/km en 2008
• 120g/km en 2012 (-30% par rapport à 2000)
• Règlementation Europe : 130 g/km en 2015.
Labelling CO2
Incitations Fiscales : Bonus/Malus
Prix du pétrole
Downsizing : Réduire la cylindrée des moteurs et
suralimenter
5
Le cycle moteur essence et downsizing
Pression
Cycle downsizé
Augmentation des
pressions cylindre
PMIHP
Cycle initial
+
Pech
-
Réduction du vannage
à l’admission
Padm
Volume
Gain de conso par
la diminution de la PMIBP < 0
6
Une illustration sur les courbes d’utilisation
Moteur essence atmo 2L
Moteur essence turbo 1,4L refroidi
300
300
Courbe d’utilisation
Vmax = 210 km/h
Vmax = 210 km/h
200
Couple (Nm)
Couple (Nm)
200
250
250 g/kWh
g/kW/h
100
300 g/kWh
250
g/kWh
250
g/kWh
100
300
120 km/h
90 km/h
120 km/h
350
90 km/h
350 g/kW/
0
0
1
2
3
4
5
Vitesse de rotation (tr/min)
6
7
1
2
3
4
5
V ite s s e de rotation (tr /m in x 1000)
Atmo 2L
Turbo 1.4L
90 km/h
325 g/kWh
290 g/kWh
120 km/h
300 g/kWh
260 g/kWh
Vmax
320
g/kWh
10ème cycle
de conférence300
Cnamg/kWh
/ SIA, Paris 10
mars
2009
7
6
7
Les besoins de dépollution
Ecart Relatif taux
d'EGR
30%
25%
Evolution taux d'EGR de en Diesel :
Euro 4 vers Euro5
20%
15%
10%
5%
0%
Faible Faible
MiFort
Fort
régime / régime / régime / régime / régime /
faible
Forte
Forte
faible
Forte
charge charge charge charge charge
Diesel : système d’injection, combustion du type
homogène,
FAP, Nox trap, forts taux EGR
8
Downsizing et Brio
4 cylindres - 2L - Turbo
6 cylindres - 3L - Atmo
300
280 N.m à 4000 tr/min
Meilleur couple à
moyen régime
280
Couple m oteur [N.m ]
260
240
220
150 kW = 210 Ch
à 6000 tr/min
200
Attention au couple en
TRANSITOIRE
180
160
Chute de couple aux très
bas régimes
140
120
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
Régime moteur [tr/min]
9
7000
La suralimentation par les turbocompresseurs
Le Compresseur
10
Intérêt du turbocompresseur
Répartition de puissance : (100% = Puiss. du
combustible)
100%
90%
Puiss. Thermique
des gaz échappement
(T° élevée, débit)
25%
Répartition des puissances [%]
80%
45 %
70%
60%
Puiss. Thermique
évacuée par le liquide de refroidissement
50%
40%
30%
Puiss. Mécanique
fournie par le moteur
20%
10%
0%
1250
1500
1750
2000
2250
2500
2750
3000
Régime moteur [tr/min]
3250
3500
3750
4000
11
4250
Le Turbocompresseur
COMPRESSEUR
Entrée
Compresseur
TURBINE
Sortie
Compresseur
Compression
Détente
Sortie
Turbine
Entrée
Turbine
12
Le Compresseur - Description
Pression totale
Collecteur
Volute
Diffuseur
Roue
L’Entrée : collecte les gaz issus du filtre à air
La Roue : apporte l’énergie au fluide
Le Diffuseur : assure la transformation de l’énergie
due à la vitesse du fluide en énergie de
pression
Atmo
Entrée
La Volute : collecte l’ensemble des gaz comprimés
et les dirige vers le moteur
Le Collecteur : dirige les gaz vers la sortie
13
Compresseur – Puissance d’entraînement
P u is s a n c e d 'e n t r a in e m e n t c o m p r e s s e u r
[k W ]
40
Moteur A.C. - Rdt=70%
35
Moteur A.C. - Rdt=75%
30
Moteur Diesel - Rdt=75%
Pcomp = 22kW
soit 17% de Pmot
25
20
Moteur Diesel - Rdt=75%
Pcomp = 13kW
soit 10% de Pmot
15
Moteur Diesel 2L
de 130 kW
10
Diesel : 17% de la puissance à
l’arbre
Essence : 13% de la
puissance à l’arbre
5
Tentrée = 25°C
Cpair = 1 kJ.kg -1 .K -1
0
1.2
1.4
1.6
Moteur A.C. 2L
de 130 kW
1.8
2
2.2
2.4
Pression de suralimentation [bar]
Facteur d’ordre 1 : le besoin en air.
Diesel : 1kW = 1.4 g/s
Essence : 1 kW = 1 g/s
14
2.6
2.8
Compresseur – Caractéristiques d’utilisation
3
R a p p o rt d e c o m p re s s io n [-]
πComp
= Psortie
2.8
Iso vitesse de
rotation
165 000 tr/min
Pentrée
2.6
2.4
NComp =
145 000 tr/min
2.2
2
125 000 tr/min
1.8
1.6
Tentrée
T0
77%
75%
Iso
70%
105 000 tr/min
N
65%
85 000 tr/min
1.4
1.2
1
0
0.05
0.1
0.15
Débit d'air réduit [kg/s]
mɺ Comp = mɺ air ⋅
0.2Tentrée
0.25
T0
Pentrée
P0
15
Limites du champ compresseur
3
•
survitesse
La largeur de champ d’un
compresseur est définie par les
débits à la ligne de pompage
(surge line) à gauche et la ligne
de choc (ou vitesse maxi) à droite
la ligne de choc représente la
ligne de débit maxi (rend = 65 %)
Ligne de pompage
Pressure Ratio
•
1.5
•
•
la ligne de vitesse maxi une limite
mécanique liée à la fatigue des
aubages : elle est donnée par le
fournisseur
la ligne de pompage est définie
quand le compresseur devient
instable causant bruits et
instabilités moteur
0
Ligne
de choc
Iso
rendement
Débit corrigé
16
Le pompage des compresseurs
17
Tout compresseur (turbomachine)
rencontre à faible débit une zone de
“non fonctionnement” fortement
instationnaire et dangereuse.
C’est la
zone de pompage.
18
Le pompage se manifeste par une instabilité
aérodynamique de l’écoulement interne,
affectant l’entité
compresseur - circuit associé.
Cette instabilité survient lors de tentative de
fonctionnement à
trop faible débit
du compresseur.
19
Lorsque le débit diminue, la pression délivrée
par le compresseur résulte de 2 effets:
1) Le travail augmente (théorème d’Euler)
2) des recirculations internes apparaissent
et les pertes augmentent.
Au point de taux de compression maximum, l’augmentation des pertes
compense l’augmentation d’énergie.
Au delà de ce point, l’énergie apportée par le rotor ne suffit plus à
contrer l’augmentation des pertes et le taux de compression diminue.
20
Le “décrochage
aérodynamique” des
aubages (à incidence élevée)
provoque une inversion du
débit interne depuis le
refoulement (haute pression)
vers l’aspiration (basse
pression). Il en résulte
d’importantes fluctuations
de débit et de pression.
Si l’ensemble moteurturbocompresseur est
amené à fonctionner dans
cette plage, des
instabilités seront
ressenties par le
conducteur et les
passagers du véhicule,
instabilités pouvant être
préjudiciables à l’ensemble
propulsif.
21
compression ratio vs flow-rate
1,42
1,4
1,38
1,36
1,34
1,32
1,3
1,28
-0,015
-0,01
-0,005
0
0,005
0,01
0,015
0,02
0,025
flow-rate (kg/s)
taux de compression en fonction du dˇbit
1,26
1,24
t1
t2
t3
t4
t5
1,22
1,2
1,18
1,16
-0,015
-0,01
-0,005
0
0,005
0,01
0,015
0,02
flow-rate (kg/s)
La position de la ligne de pompage et l’amplitude des instationnarités
de pression et de débit dépendent du circuit associé au compresseur.
22
Les tentatives de
fonctionnement dans la
zone de pompage, se
traduisent par:
- des vibrations importantes
- des fluctuations de pressions très
instationnaires
-une température qui augmente
fortement et ne se stabilise jamais
- un bruit intense émis par le
compresseur
-une détérioration de la machine et
de son circuit associé.
23
Banc d’essais de Turbocompresseurs
24
Influence de la géométrie amont sur les
caractéristiques au pompage des compresseurs
Longueur
conduit
amont
réservoir
(mm)
Volume
réservoir
(dm3)
AR1
440
2
AR2
700
2
AR3
1000
2
AR4
440
5
AR5
700
5
AR6
1000
5
AR7
440
20
AR8
700
20
AR9
1000
20
Vanne de contrôle de débit
Géométrie du
circuit aval
2 longueurs:
0,7 m et 2,1 m
Volume
réservoir
Longueur conduit
amont réservoir.
25
Quelques résultats expérimentaux.
26
Influence du circuit amont sur
la limite de pompage
N= 80 000 RPM
N= 100 000 RPM
N= 120 000 RPM
Débit limite de pompage (kg/s)
0,02
0,018
0,016
0,014
V=2 L
V= 5 L
Longueur
circuit aval
= 0,7 m
V=20 L
0,012
0,01
0,008
0,006
0,004
AR1
AR2
AR3
AR4
AR5
AR6
AR7
(440,2)
(700,2
(1000,2)
(440,5)
(700,5)
(1000,5)
(440,20)
AR8
AR9
(700,20) (1000,20)
)
Accroissement
longueur conduit
Accroissement
longueur conduit
Accroissement
longueur conduit
Effet combiné du volume du réservoir et de la
longueur de conduit associé sur la limite de pompage
27
Influence du circuit amont sur la limite de pompage.
N= 80 000 RPM
N= 100 000 RPM
N= 120 000 RPM
Débit limite de pompage (kg/s)
0,02
V=20 L
0,018
0,016
V=2 L
0,014
Longueur
circuit aval
= 2,1 m
V= 5 L
0,012
0,01
0,008
0,006
0,004
AR1
(440,2)
AR2
(700,2)
AR3
(1000,2)
Accroissement
longueur conduit
AR4
AR5
AR6
(440,5)
(700,5)
(1000,5)
Accroissement
longueur conduit
AR7
(440,20)
AR8
AR9
(700,20) (1000,20)
Accroissement
longueur conduit
Interaction entre la longueur aval et la géométrie du circuit amont
28
29
Conclusions actuelles sur les essais
en pompage des compresseurs.
-Influence effective de la géométrie du circuit d’admission
sur les caractéristiques au pompage d’un compresseur.
-Corrélation entre accord acoustique circuit amont-circuit
aval et la limite de pompage.
-Cet accord acoustique ne semble pas affecter les
caractéristiques en pompage établi.
-L’étude de l’influence prépondérante de la géométrie du
circuit refoulement, actuellement en cours, permettra une
analyse plus complète des caractéristiques en pompage des
compresseurs.
30
La turbine
31
La Turbine- Description
•
La Volute met en vitesse les gaz issus
du moteur et les dirige vers le
distributeur
•
La Distributeur oriente le flux gazeux
vers les pales de la roue (peut être à
géométrie variable => contrôle du
rapport de détente)
•
La Roue reçoit et récupère l’énergie
des gaz d’échappement (chauds et
sous pression)
•
Le Diffuseur assure la transition des
gaz vers les conduits d’échappement
(ou vers le système de dépollution)
32
Turbine – Caractéristiques d’utilisation
1,0
Tentrée
T0
mɺ Turb = mɺ gb ⋅
Pentrée
P0
70%
0,9
60%
NTurb =
0,7
N
Tentrée
T0
80 000 tr/min
155 000 tr/min
215 000 tr/min
115 000 tr/min
190 000 tr/min
240 000 tr/min
50%
Blocage sonique
40%
0,6
30%
0,5
20%
0,4
10%
0,3
0,2
0%
0,5
1,0
1,5
2,0
π
Rapport de détente [-] Det
2,5
= Psortie
3,0
3,5
Pentrée
33
Rendement [%]
Débit réduit [kg/s]
0,8
Adaptation des turbines
La turbine se comporte comme une tuyère
Caractéristique [Débit, Rapport de détente] =
courbe unique (indépendante de la vitesse de rotation)
Comment adapter le débit moteur
variant fortement avec la vitesse de
rotation du moteur ?
En faisant varier le débit traversant
la turbine
Grâce à une vanne permettant
de « by-passer » la turbine
=> Turbine à « waste-gate »,
dite à géométrie fixe
En faisant varier la
caractéristique de la turbine
Grâce à un distributeur de gaz
=> Turbine dite « à géométrie
variable »
34
Turbine – Géométrie Fixe
Gaz alimentant la
turbine
Gaz déviés
par la wastegate
Intérêts :
- simplicité
- coût
Gaz sortant de la
turbine
Inconvénients :
-performance turbine
limitée à bas régimes ou
hauts régimes
- Étanchéité de la waste
gate
Waste gate :
Permet de contrôler le niveau de
suralimentation,
De by-passer l’entrée de la turbine,
De choisir des petits turbos adaptés aux
bas régime et d’éviter la survitesse à
haut régime.
35
Turbine – Géométrie Fixe
1,2
0%
4000 tr/min
5%
Débit corrigé DKW [kg.K0.5/s/bar]
1,1
Grosse turbine diam. 45
Caractéristique + perméable
Turbine adaptée aux forts débits
10 %
1,0
0,9
0,8
Petite turbine diam. 35
Caractéristique - perméable
Turbine adaptée aux faibles
débits
2000 tr/min
0,7
1500 tr/min
0à6%
0,6
0%
4%
0,5
16 %
0,4
40 %
0,3
lignes de fonctionnement
fonction de l’ouverture WG
0,2
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
2,0
2,2
2,4
2,6
2,8
3,0
3,2
3,4
3,6
Rapport de détente [tot/stat]
36
3,8
4,0
Turbine – Géométrie Variable
Plusieurs caractéristiques Débit/Rapport de détente,
La turbine doit être « adaptée » pour tous les débits moteur,
=> Le « by-pass » n’est plus nécessaire,
Il suffit de positionner la turbine sur la géométrie adaptée
Ailettes d’entrée (ou distributeur)
=> permettant de réorienter
les vecteurs vitesse gaz / vitesse
pales
ailettes fermées
ailettes ouvertes
Intérêts :
- optimisation du triangle des vitesses / N turbo
=> gains de perfos / TGF
- variation de la section efficace
Inconvénients :
-mécanisme complexe et coûteux
- fiabilité (encrassement, tenue ailettes)
- MAP difficile (pilotage non linéaire,…)
37
Turbine – Géométrie Variable
1,4
1,3
4000 tr/min
Débit corrigé DKW [kg.K0.5/s/bar]
1,2
Ailettes en position Ouverte
Caractéristique + perméable
Turbine adaptée aux forts débits
1,1
1,0
0,9
0,8
2000 tr/min
0,7
0,6
Ailettes en position Fermée
Caractéristique - perméable
Turbine adaptée aux faibles débits
1500 tr/min
0,5
0,4
0,3
0,2
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
2,0
2,2
2,4
2,6
2,8
3,0
3,2
3,4
3,6
Rapport de détente [tot/stat]
38
3,8
4,0
La dépollution : Les circuits d’EGR
39
Les besoins de dépollution
Actuellement Euro 4
Passage à Euro 5
Puis Euro 6
En Diesel :
Nécessité d’utiliser des gaz brûlés recirculés
(EGR) à l’admission pour réduire les émissions
de Nox.
40
EGR HP
De l’amont turbine vers
l’amont répartiteur
admission
Fort couplage EGR / Sural
Taux d’EGR régulé par
Rack / wastegate turbine
Vanne EGR
Volet à l’admission (boîtier
étouffoir)
EGR HP
Dp EGR = PAVT – PCOL
41
EGR BP
De l’aval turbine (FAP) vers
l’amont compresseur
FAP
EGR BP
Faible couplage EGR / Sural
Taux d’EGR régulé par
Volet à l’échappement (après
FAP)
Vanne EGR
Dp EGR = CPE – PAVC
42
PRtot/tot
Impact des architectures sur le fonctionnement du
compresseur
2,20
3,60
EGRHP
EGRBP
3,40
2250 tr/min – 7 bar
Tmassique EGR = 34 %
2,00
3,20
3,00
230000
1,80
2,80
0,65
2,60
PRtot/tot
0,6
210000
0,68
2,40
1,60
2,20
2000 tr/min – 6 bar
2,00
Tmassique
EGR = 43 %
0,72
0,7
1,40
1,80
190000
0,74
170000
1,60
110000
150000
1,20
1,40
130000
90000
110000
1,20
90000
1,00
1,02,00
0,0
4,0
6,0
8,0
10,0
12,0
14,0
16,0
18,0
20,0
22,0
24,0
26,0
28,0
30,0
32,0
W* [Lb/min]
TITLE:
0,0
2,0
4,0
6,0
8,0
10,0
12,0
14,0
TITLE:
Points dans la zone de pompage en EGR HP
43
Impact des architectures sur le fonctionnement de la
turbine
Evolution des points dans le champs TGV (Euro 5)
1,6000
1,4000
débit réduit (kg/s. sqrt(K) . bar)
1,2000
2250 tr/min - 7 bar
Tmassique EGR 32 %
1,0000
EGR BP
EGR HP
0,8000
0,6000
2000 tr/min - 6 bar
Tmassique EGR 43 %
Point difficile
à atteinte
0,4000
0,2000
0,0000
1,000
Courbe caractéristique
Ailette fermée
1,100
1,200
1,300
1,400
1,500
1,600
1,700
1,800
rapport de détente
44
La suralimentation à double étage
Double turbo
45
Les développements en double sural Diesel
130 kW
400 N.m
=> 59 kW/L
=> 182 N.m/L
150 kW
500 N.m
=> 68 kW/L
=> 227 N.m/L
Huyndai (2,2 L) sortie à venir:
séquentielle série
160 kW
460 N.m
=> 72 kW/L
=> 209 N.m/L
140 kW
=> 73.3 kW/L
400 N.m
=> 209 N.m/L
=> 75 kW/L
=> 200 N.m/L
Mercedes (2,2 L) sortie à venir:
150 kW
400 N.m
Volvo D5 (2,4L) sortie 2009 :
150 kW
420 N.m
=> 62,5kW/L
=> 175 N.m/L
80
PSA (2,2 L) sortie 2006 :
séquentielle parallèle
=> 70kW/L
=> 193 N.m/L
BMW série 3 (2L) sortie 2006 :
210 kW
580 N.m
Fiat (1,9 L) sortie 2008
BMW série 5 /X5 (3L) sortie
2004 : séquentielle série
P Spécifique (kW/L)
BMW 335D
75
70
Fiat
Huyndai
BMW 535D
Mercedes
65
Volvo D5
60
PSA
55
50
160
180
200
Couple Spécifique (N.m/L)
46
220
Positionnement du BMW 535d 3l par rapport aux moteurs
mono sural
25
190
Couple spécifique [N.m/L]
PME cor. 82 [bar]
23
21
19
17
15
13
11
9
1000
2000
3000
4000
5000
N (tr/min)
170
150
130
110
90
70
50
1000
1500
2000
N (tr/min)
Un intérêt indéniable à bas régime
Impact positif sur les transitoires
47
2500
Suralimentation étagée: l’architecture
Vanne de
by-pass
Turbo BP
Turbo HP
Avantages :
- découplage des
phénomènes:
petit turbo / bas régimes
gros turbo / haut régimes
- possibilité d’aider à la
reprise du gros turbo
Inconvénients:
- tenue mécanique - fiabilité
- packaging + poids
- transitoires =
f(actionneur) ?
- coût
RAS HP
RAS BP
48
L’architecture séquentielle série
49
L’architecture échappement BMW 535d
50
Fiat 1.9 jtd twin stage
51
Conclusion
52
Conclusion
Le turbo est au cœur des enjeux de l’automobile
Multiplication des fournisseurs turbo
Moins synonyme de Puissance
CO2 => Downsizing
Dépollution
Fiabilité : Forte densité d’énergie, lubrification, refroidissement
BWTS, HTT, IHI, MHI
mais aussi Bosch-Mahle / Continental / stratégie de make chez Toyota ….
Avoir un turbo sur un moteur ne fait pas tout le bonheur…
Adapter le turbo au CdC du moteur
Adapter le moteur au fonctionnement avec turbo
Perte de charge,
Contrôle du turbo, détarrage en altitude
Brio à bas régime
Double suralimentation incontournable pour les moteurs
fortement downsizés
Double turbo sur les très petites cylindrées : taille des TC!
Compresseur + turbo (VW TSI)
53
MERCI DE VOTRE ATTENTION
QUESTIONS / REPONSES
54

La suralimentation dans les moteurs à combustion interne

Transcription

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