EP1606505A2 - Moteur alternatif a recirculation de gaz brules destine a la propulsion des vehicules automobiles et procede de turbocompression de ce moteur - Google Patents

Moteur alternatif a recirculation de gaz brules destine a la propulsion des vehicules automobiles et procede de turbocompression de ce moteur

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Publication number
EP1606505A2
EP1606505A2 EP04742343A EP04742343A EP1606505A2 EP 1606505 A2 EP1606505 A2 EP 1606505A2 EP 04742343 A EP04742343 A EP 04742343A EP 04742343 A EP04742343 A EP 04742343A EP 1606505 A2 EP1606505 A2 EP 1606505A2
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EP
European Patent Office
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pressure
engine
turbine
cylinder
egr
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP04742343A
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German (de)
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Inventor
Jean Frédéric Melchior
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Original Assignee
Individual
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    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • thermodynamic cycles of automobile engines were optimized for efficiency and specific power.
  • the clean-up area is today limited to 50% of maximum speed and 50% of maximum torque, the engine being supplied with fresh air in the area of high torques and power.
  • turbomachinery capable of delivering a variable volume of air at a constant air pressure of about 2.5 bars over the entire useful range of engine speeds (number of revolutions / minute) which is currently expanding. about 1 to 4 hours. This pressure level responsibility of a single compression stage with a characteristic pattern as wide as possible.
  • the flow section of the turbine must vary substantially in the same proportions as the airflow.
  • variable turbine distributor which may cover a range of 1 to 3 homogeneous with the maximum width of the compressor map.
  • Another solution consists in bypassing the turbine by a piloted valve called waste cake.
  • the speed range is only 1 to 2.
  • the yield decreases of relaxation between the minimum speed and maximum speed.
  • the external recycling of cooled gases is managed by an EGR valve (exhaust gas recirculation) controlled which drifts towards the intake a cooled fraction of the gas flow emitted by the engine in the exclusively cleaned area. When this fraction exceeds a limit, the exhaust temperature becomes insufficient to ensure the compressor turbine energy balance.
  • EGR valve exhaust gas recirculation
  • the expansion rate is increased by reducing the section of the turbine at the cost of a degradation in the indicated yield.
  • the distributor or waste spoils open gradually to reduce the EGR rate and limit the back pressure.
  • the section of the high pressure turbine HP must be small enough to effectively relax the flow of gas emitted by the engine Clutch system, about 20% of the volume flow at maximum speed.
  • To limit the exhaust back pressure at high speeds must increase the section offered to the gases when the speed increases.
  • the R2S process from 3K WARNER provides for series connection of the two compressors and the two turbines.
  • To increase the section offered to the gases is gradually transfers the small HP turbine flow of gas to the large low-pressure turbine BP at the cost of energy loss in the bypass regulated by the high pressure turbine.
  • the section offered to increase gas is limited to the LP turbine section.
  • the opening of the bypass cancels the rate of expansion of the HP turbine which no longer drives the HP compressor which constitutes a throttling which must be bypassed.
  • the sequential turbocharger provides the parallel turbochargers and turbines.
  • a single turbocharger is active at low speed while the two compressors are active at high speed.
  • the transition is very used to intermediate regimes with a fall turbocharging efficiency.
  • This solution has the advantage of offering a maximum gas section equal to the sum of the two turbines. As before the transition takes place with an energy loss by rolling in a widely used area.
  • the air pressure is limited as in the case of the single turbocharger.
  • the present invention relates to a turbocharging process using the advantages of the series and parallel configurations in an original gas recycling strategy.
  • the object of the invention is to increase the EGR rate and / or the power and the torque of the engine by increasing the boost pressure by the series connection of two compressors with air cooling between the compressors, remove the power drop at high speed, reduce the torque gain time from idle and on occasions, improve combustion and catalytic cleanup after cold start and at very low power, exploit the mature technology of waste spoils by limiting operating modes with gas flow valve control, reduce the volumetric ratio to respect the maximum authorized pressure in the cylinder while retaining the ability to start and idle quietly in a cold environment, extend the clean-up of the engine's fields of use.
  • the invention relates to an engine with double turbocharging, recycling of burnt gases and variable valve timing comprising a large number of operating parameters which interact with each other.
  • the structure includes a limited number of control bodies to create relationships between the parameters managed by the engine control computer. These relationships make it possible to generate a very large number of engine operating modes.
  • the invention consists of new inter-parameter relationships and the means of implementing them.
  • the invention will be described by its general concepts and several elementary non-limiting modes of implementation. To facilitate the presentation, the invention will be described on a typical engine whose figures are approximate and have not been the subject of a numerical simulation.
  • the basic principle is to introduce into the cylinder the mass of fresh air necessary for combustion at a temperature (Tadm) and at a pressure (Padm) such that the volume of this air is always less than the volume of the trap door at closing. valves, to make room for an EGR mass, preferably at least equivalent in most of the engine's operating range.
  • the volume Vm drawn by the motor is defined as the product of the volume trapped by the number of cycles per minute that the cycle comprises 2 or 4 times.
  • the invention provides for fulfilling this condition either by adjusting the volume Vc delivered by the compressors, or by adjusting the hatch volume if the valve timing is variable, or by the two adjustments made, preferably, successively so as not to multiply the regulations. concurrent.
  • the invention provides several configurations with fixed geometry offering several power levels with the same maximum torque. We can thus consider a city configuration, a road configuration and a highway configuration.
  • the invention describes turbocharging units making it possible to modulate the volume Vc of air cooled between 1 and 3 at constant compressor outlet pressure P2 chosen by way of example for the purposes of the description to 4.5 bars.
  • the invention provides for covering the mass flow range between 1 and 2 by modulating the pressure of air P2 between 4.5 bars and 9 bars with fixed geometry therefore at substantially constant volume Vc, then by increasing the turbine flow section Sd by only 50% (instead of 300% previously) to cover the mass flow range from 2 to 3 with constant P2 and variable Vc.
  • the invention provides to maintain approximately equal pressure P2 to P3 compressor outlet and turbine entry in order to perform the exhaust gas recirculation with minimum losses by pumping.
  • This relationship also has the advantage of positioning on stationary turbomachines lines of their characteristic diagrams for a given geometry.
  • P3 undergoes pulsations around an average value equal to P2.
  • the scanning is then carried out in the fraction of time when P2> P3 and recycling takes place when P3> P2.
  • the volume Vc of cooled air delivered by the compressors depends in these conditions only on the flow section offered to the gases, that is to say on the geometry of the turbines and their by-passes. For a given geometry of this volume is substantially constant for all loads and all engine speeds.
  • the invention provides for dimensioning the turbomachines so that Vc is always less, and preferably less than half the volume drawn in by the engine in its depolluted domain. For the specifications of modern engines, this volume corresponds substantially to the volume drawn by the engine at idle in the most closed configuration of the turbines. We will set the idle speed at 700 rpm for the purposes of the presentation.
  • the maximum air volume will therefore be the volume Vm drawn by the engine at 2100 rpm and for engines with variable pitch, where P2 is no longer limited by the motor, the volume Vm at 1050 t / mn.
  • the volume drawn in by the engine varies very quickly with the speed and timing of the valves.
  • the present invention provides for instantly filling the volume not occupied by fresh air Vm - Vc, with a mass of burnt gases, preferably at least equal to the mass of fresh air, recycled at a temperature compatible with the energy balance. between turbines and compressors.
  • This temperature is defined by the upper isochore of the entropy diagram.
  • the invention compensates by EGR for the difference between the volume drawn in by the engine and the constant volume delivered by the turbomachines in a fixed geometric configuration.
  • the cycle moves to the right of the diagram entropy / temperature.
  • the EGR is not cooled to place the engine cycle to the right of the entropy / temperature diagram, the partial charges being carried out at constant end of combustion temperature and at variable start of combustion temperature.
  • the exhaust temperature and keeps the maximum level supported the establishment of the turbocharger and the catalytic pollution.
  • the invention preferably provides devices for homogenizing the oxidizing charge.
  • the invention is based on two-stage turbocharging with air cooling upstream and downstream of the high pressure compressor.
  • This compression method imposes certain relationships between the flow rate and the pressure of the air delivered which depend on the characteristic diagrams of the compressors.
  • the ideal would therefore be a volume flow Vc varying from 1 to 4 delivered at double pressure and at a volume half the volume sucked by the engine.
  • the turbines with variable distributor allow to cover a range from 1 to 3 with an efficiency of 50% at the ends of the range.
  • the compressors associated with these turbines pay in yield for this flow flexibility.
  • the yield of end of range does not exceed 60%.
  • the turbocharging efficiency is sufficient to maintain the nominal intake pressure, but between 75% and 100% it collapses and with it, the power.
  • the low pressure compressor according to the invention delivers its minimum flow at low pressure and its maximum flow at high pressure.
  • the role of the high pressure compressor is to complete the compression up to the required level set at 4.5 bars to fix ideas.
  • the pressure ratio of the HP compressor must therefore vary according to the flow rate by means of a variable geometry in the supply of the turbines.
  • the efficiency of the HP compressor is higher in this second case, as shown in diagrams 9 and 10.
  • the present invention provides a fixed geometry operation modes including full charge takes place in part at constant power and variable volume fraction of EGR. On constant power curves, the compressors park at a single operating point when the speed varies.
  • the partial loads are carried out at variable pressure and flow rate according to a unique curve in the diagram of each compressor chosen in the zones of good yields.
  • the mass rate of EGR is then regulated by its temperature.
  • the invention plans to activate the variable geometry to increase either to switch to another mode with fixed geometry or to tighten the EGR bypass to increase the pressure P3.
  • the goal that achieves the invention may be summarized as follows for a diesel engine today cleared:
  • the maximum power is available between 3400 rpm and 5000 rpm
  • the intake and exhaust pressures are limited to 4.5 bars, 0 - the mass rate of EGR in the depolluted area is 40% at 1200 rpm and more than 50% between 1400 and 5000 t / min.
  • Fig 1 functional diagrams A, B, C of the power supply structure of the motor
  • Fig 2 diagrams regime / volume of transfers by variable valve timing and limited variation of the geometry of the turbines in an extreme case where the maximum torque is available at 20% of the maximum regime
  • Fig 3 diagram of examples of operating modes of the invention with o (3A) and without (3B) variable valve timing in the extreme case of Figure 2
  • Fig 4 Position of hot EGR cycles in the diagram 11 S
  • Fig 5 example of a feed structure for a 4-stroke engine with fixed valve timing
  • Fig 6 example of a 2-stroke engine structure with 5 variable valve timing and single exhaust manifold
  • Fig 7 example of a feed structure for a 2-stroke engine with variable valve timing and two exhaust manifolds
  • Fig 8 operating diagram of the double waste trash
  • Fig 9 compressor adaptation diagram for the fixed setting of the valves
  • Fig 10 Adaptation diagram compressors for the variable valve timing
  • Fig 11 two examples of directive intake chapel (A and B) for mixing the introduced gases and the residual gases as well as for organizing the scanning of the two-stroke cycle.
  • the subject of the invention is an alternating engine used between a minimum rotation speed Nmin and a maximum speed Nmax, which comprises a turbocharging unit sized to be in autonomous operation when:> It supplies air to the intake manifold of the engine via coolant
  • the turbine supply pressure P3 is substantially equal to the compressor discharge pressure P2.
  • turbocharging delivers a volume of cooled air Vc substantially constant when the pressure varies.
  • volume Vc is substantially proportional to the flow section of the turbine Sd offered to the hot gases.
  • This engine is characterized in that the turbine pressure P3 is maintained substantially equal to the compressor pressure by a bypass between the intake manifold and the exhaust manifold sized to transfer the flow of exhaust gas to the manifold intake without significant pressure drop, and the air volume Vc is less than the volume drawn in by the engine at Nmax speed so that a flow of hot gases is drawn back in by the engine via the bypass above of the Na regime where the aspirated volume is equal to Vc, and an air flow is diverted towards the turbine below the Na regime.
  • bypass between the collectors will be called the EGR duct and the Na regime will adapt the turbocompression regime.
  • the motor according to 1. above can provide that the bypass or conduit
  • EGR includes an EGR valve to increase the turbine pressure above the compressor pressure.
  • the engine according to 1. above can provide that the turbocharging unit includes an intake valve located on the discharge of the compressed air compressor for increasing the pressure above the turbine pressure.
  • the engine according to 1. can provide that the EGR duct includes a gas coolant with adjustable temperature, preferably up to a temperature close to that of fresh air.
  • the engine according to 2. above can provide that the temperature is adjusted by controlling a refrigerant bypass.
  • a method of supplying an engine according to 4. above may provide that the EGR temperature is controlled to create the desired excess air for combustion in the engine.
  • This supply method according to 6. can in particular be characterized by the fact that the EGR temperature is controlled so that the mass of recycled gases remains substantially equal to the mass of fresh air until the regime where this temperature reaches the exhaust temperature. Beyond this regime, the recycled mass becomes greater than the mass of fresh air.
  • This supply method according to 6 can also be characterized by the fact that the air cooler is completely bypassed when the engine does not deliver propellant power.
  • This supply method according to 8 can in particular be characterized by the fact that for cold starting and idling operation the adjustment of the turbine valves (6 and 7) and / or the setting of the valves is adjusted so that the 'excess combustion air is minimal for the desired level of pollution control.
  • the engine according to 1. or 4. above can be further characterized by the fact that the adaptation regime Na is substantially equal to Nmin / 2 so that the volume of recycled gas is at least equal to that of l fresh air, and the minimum temperature of the recycled gases is preferably close to the temperature of fresh air so that the mass of the recycled gas is at least equal to that of fresh air to the minimum speed N min used for clean up the whole area of engine use.
  • the motor according to 1. may also be characterized in that the turbocharger unit comprises a low-pressure turbocharger BP and a high pressure compressor which HP compressors working in series with preferably one cooling air between compressors and the exhaust flow section Sd can be adjusted between a minimum Sd min and a maximum Sd max by one or a combination of the following means:
  • the adaptation regime of the turbocharging Na thus becomes adjustable, continuously or discontinuously, between two values Na min and
  • the engine according to 11. above can also be characterized by the fact that the minimum flow section Sd min offered to the gases is constituted by the two turbines mounted in series at maximum closing if their distributor is variable and all waste spoils are closed. 'there are.
  • the engine according to 12. can be arranged so that it operates on a 4-stroke cycle and that the valve timing is fixed.
  • the engine according to 13. can also be characterized by the fact that the maximum flow section Sd max offered to the gases consists of two turbines with fixed distributors mounted in parallel.
  • the engine according to 13. can also be characterized by the fact that the maximum flow section Sd max offered to the gases consists of a BP turbine with fixed distributor and an HP turbine with variable distributor mounted in parallel, the HP distributor being in full opening. 0 To switch the turbines from the serial configuration to the parallel configuration of the means, the following maneuvers can be carried out successively:
  • a method of supplying an engine according to 2., 3. or 11. 0 above can also be characterized by the fact that to limit the frequency of configuration changes, the geometry is immobilized for a type of driving which implements a limited range of power, for example the series configuration for city driving and the parallel configuration for road driving, the power thresholds corresponding to 5 each configuration can be crossed for short duration maneuvers, such as accelerations, overtaking, speed spikes, etc.
  • the thresholds can be crossed as follows:
  • An engine according to 14. can also be characterized by the fact that the waste container BP has a second seat for simultaneously closing the bypass input / output turbine PB and placing in communication output turbine HP output turbine BP.
  • An engine according to 14. can also be characterized by the fact that the two waste spoils are concentric and include stops so that their simultaneous movements are actuated by one of them and communicated to the other by said stops. .
  • This structure refers to Figure 8.
  • the motor according to 13. above can be characterized by the fact that the maximum flow section Sd max is constituted by two turbines with variable distributors in full opening mounted in series, and the distributors are opened simultaneously to maintain the pressure of admission to its maximum set value on the full load curve.
  • An engine according to 12. above can also be characterized in that the valve timing can be controlled for moving the closing of the cylinder between the vicinity of PMB and mid stroke of the piston, the maximum débitante Sd section consists by the HP turbine in distributor series configuration in full opening if it is variable, waste spoils HP in full opening in the opposite case and the turbines are sized for allow the compressors to simultaneously reach their maximum pressure ratios.
  • a method of supplying an engine according to 20. above can be characterized by the fact that the curve of full load as a function of the speed is executed as follows: from Nmin to 2 Nmin the closing of the intake Fa passes of the PMB (bottom dead center) at around 90 dv after the PMB so as to maintain the cycle pressure below its set value.
  • the HP waste distributor or waste is closed, from 2 Nmin to approximately 3 Nmin the HP distributor or waste HP is open and possibly the waste waste BP, to maintain the inlet pressure at its maximum set value, FA is maintained at 90 dv (crankshaft degrees) after PMB, from 3 Nmin to Nmax the overall fuel flow is kept constant to keep the intake pressure at its limit value, at partial load the FA setting will be controlled according to a memorized map by the engine control computer.
  • An engine according to 12. above may be characterized in that it works on the cycle time 2, the inlet openings are closed by valves, the exhaust ports are closed by valves and communicate with a single exhaust manifold, the external recycling phase precedes the scan, the valve timing can be controlled for moving the closing of the cylinder between the vicinity of the PMB and the mid-stroke of the piston, the maximum débitante Sd section consists of the HP turbine in serial configuration fully open dispenser if it is variable, wastegate HP fully open in the contrary case, the turbines are sized to allow the compressor to simultaneously achieve their maximum pressure conditions, the EGR valve is replaced by a check valve or a closable aerodynamic diode. 23.
  • a method of supplying an engine according to 22. above can be characterized by the fact that the full load curve as a function of the speed is executed as follows:
  • the cylinder closure changes from PMB to around 90 dv after PMB so as to maintain the cycle pressure at its set value.
  • the HP distributor or the HP waste tank are open and possibly the BP waste waste, to maintain the inlet pressure at its maximum set value.
  • FA is maintained at 90 dv after PMB.
  • the depolluted partial loads can be carried out as follows:
  • the cylinder remains closed in the vicinity of the PMB and the turbines remain in the closed configuration until the limit P2 for this setting.
  • the external recycling phase precedes scanning when the cylinder closes in the vicinity of the PMB and follows it when the cylinder closes at mid-stroke of the piston
  • the maximum flow section Sd is constituted by the HP turbine in the distributor series configuration in full opening if it is variable, waste spoils HP in full opening in the opposite case, - the turbines are sized to allow the compressors to simultaneously reach their maximum pressure ratios,
  • the EGR valve is replaced by a non-return valve or a closable aerodynamic diode.
  • the process for supplying an engine according to 24. above can be characterized by the fact that the pressure P2 is less than the authorized limit for this setting, the distributor valve is in the recycling position, the cylinder is closed at in the vicinity of the PMB, the distributor or the HP waste spoiler are closed, the pressure reaches the authorized limit value for this setting, the cylinder closure is moved to the mid-stroke of the piston to substantially double the authorized limit P2, the distributor valve remains in the recycling position, the distributor or the HP waste container remains closed, the P2 pressure reaches the new limit authorized for this new setting, the distributor valve blocks recycling, the distributor or the HP waste container opens to maintain the P2 at its new authorized limit, the transition can be done gradually in both directions or quickly with a hysteresis.
  • This process refers to FIG. 7 and relates to modes D below.
  • the method according to one of the preceding modes can also be characterized by the fact that at full load the variable geometry is controlled to maintain a parameter at its set limit value, at partial load the variable geometry is controlled to optimize pollution control and / or performance according to a map stored in the engine control computer.
  • An engine according to 1. above comprising a flat cylinder head carrying valves whose chamber side faces are coplanar with the cylinder head and substantially tangent to the cylinder can be characterized by the fact that the intake pipe or pipes terminate in a oblong nozzle defined by an upper half-cylinder resting on and tangent to the upper edge of the conical seat along its generatrix situated in a plane substantially perpendicular to the plane passing through the axis of the seat and through the axis of the cylinder and a lower cylinder covering half of the head opposite to said valve generator.
  • the nozzles will also be directed to create a tangential speed in the same direction.
  • the angle of the seats are chosen to optimize the stratification of the combustive load.
  • An engine according to 1. comprising a flat cylinder head carrying valves whose chamber side faces are coplanar with the cylinder head and substantially tangent to the cylinder can also be characterized by the fact that the conical sealing surface of the intake valves extends towards the piston by a cylindrical part of height slightly greater than the lifting of said valves, that the conical seats of said valves are arranged at the bottom of cylindrical housings arranged in the cylinder head to receive said cylindrical parts of said valves so that the underside plane of the valves are in the plane of the cylinder head when they rest on their seats, the clearance between the housings and the valves being minimal, that recesses are made in the cylinder head which do not exceed the following borders: - two cylindrical portions concentric with the bore and tangent externally and internally to the cylindrical recess of each valve,
  • the recesses will also be oriented to create a tangential speed in the same direction
  • An engine according to 27. or 28. above can be characterized by the fact that it comprises two diametrically opposite intake valves.
  • FIG. 11 relate to the modes where residual burnt gases are retained in the cylinder.
  • An engine according to 1. may be characterized in that a fraction of the recycled gases is retained in the cylinder at closing of the latter, the fresh gases are introduced through the directional inlet ducts in order to organize stratification of temperatures and concentrations in the chamber combustion top dead center, fuel is vaporized in the fresh gas.
  • An advantageous solution for a radial stratification is to confine the combustion bowl in a central small diameter which fills hot gas concentrated in the center of cylinder during compression when the fuel mixture of fresh air is centrifuged in the peripheral space between the piston and the cylinder head until its transfer to the bowl begins. If the richness of the fuel mixture is between 60 and 70%, the flame initiated by hot gases in the bowl will not spread to the peripheral fresh gas but will grow by mixing turbulent with the hot gases already in the bowl .
  • Such an engine according to 30. can be further characterized in that the fuel is introduced into the clean air between the compressor and the external EGR mixer.
  • An engine as claimed may also be characterized in that the fuel is introduced into the mixing between the fresh air and external EGR.
  • An engine according to 30. can also be characterized in that the ignition point is controlled by setting the valves when the cylinder is closed.
  • An engine as claimed may also be characterized in that the ignition point is controlled by the temperature of the external EGR.
  • An engine according to 30. can also be characterized by the fact that the first ignition is electrically controlled or is triggered spontaneously by the injection of high pressure fuel at top dead center.
  • a motor according to 30. can also be characterized by the fact that the gas working chamber has a geometry of revolution around the axis of the cylinder, the stratification has a geometry of revolution around the axis of the cylinder created by the orientation of the intake orifices, the temperature of the oxidizing charge increases between the periphery and the axis so that the self-ignition propagates from the center to the periphery.
  • An engine according 36. may be further characterized in that the meridian profile of the combustion chamber is selected to optimize the energy release rate escalation isothermal surfaces to the reactive load. These processes primarily concern the variably timed engine valves and particularly to two cycles time.
  • FIG. 1 describes the functional diagram of the power supply structure of the engine.
  • the engine 1 used between a minimum speed Nmin and a maximum speed Nmax, is supplied with gas at the temperature Tadm and at the pressure Padm by an intake manifold 8.
  • the collectors 8 and 9 are interconnected by a recycling conduit
  • the recycling conduit 3 comprises a gas cooler 4, of the gas / water type for example, in order to be able to cool the burnt gases recycled EGR to a temperature Tegr adjustable between T3 and a minimum temperature preferably close to the temperature of the cooling water.
  • the temperature can advantageously be adjusted by controlling a refrigerant bypass.
  • the EGR pipe 3 includes a valve 6 located upstream or downstream of the refrigerant 4. and called the EGR valve.
  • the EGR duct 3 is preferably connected to the intake manifold 8 via a mixer 5 to homogenize the oxidizing charge sucked in by the engine.
  • An intake valve (7) may be provided on the compressor discharge to increase the compression pressure over the turbine pressure.
  • the assembly constituted by the motor 1 and the conduit 3 is supplied with fresh air at the pressure P2 cooled to the temperature T2 by a turbocharger unit 2, preferably via the mixer 5.
  • the turbocharging unit is activated by the gases emitted by the assembly 1 and 3 at the pressure P3 and at the temperature T3.
  • the turbocharging group 2 can comprise one, or preferably, two turbochargers with fixed or variable geometry, one, or preferably, two air coolers, one or more discharge valves called waste tank and an inlet valve 7 for control the pressure P2 located upstream or downstream of the last air cooler.
  • Group 2 is supplied with atmospheric air by an air filter and expels its gases in an exhaust line which can include post-treatments and silent pressure drop generators.
  • This diagram describes the full load curve of a fully cleaned extreme engine which presents its maximum torque at 20% of its maximum speed.
  • the turbocharging in series configuration is therefore adapted to half this value, i.e. 0.1 Nmax
  • the compressors deliver a maximum P2 pressure of 9 bars.
  • the flow section Sd of the turbines varies only from 1 to 1.5.
  • the engine has a variable valve timing that is used to control the closing of the cylinder between the BDC where the pressure P2 is limited to 4.5 bar and the mid-stroke of the piston 90 after the PMB dv where P2 is limited at 9 bars.
  • the volume unit in this diagram is equal to the displacement and the speed unit the maximum speed.
  • valve 6 and valve 7 are in full opening and where Sd (flow section offered to 0 exhaust gases) is fixed at its minimum value.
  • the turbine inlet pressure P3 is in these conditions substantially equal to the compressor outlet pressure P2.
  • the assembly constituted by the motor 1 and the duct 3 is supplied with fresh air at the pressure P2 cooled to the temperature T2 by a turbocharging unit 2, preferably via the mixer 5.
  • the turbocharging unit is activated by the gases emitted by o the assembly 1 and 3 at the pressure P3 and at the temperature T3.
  • the turbocharging group 2 can comprise one or preferably two turbochargers with fixed or variable geometry, one or preferably two air coolers, one or more discharge valves called waste tank and an inlet valve 7 for controlling the pressure P2 located upstream 5 or downstream of the last air cooler.
  • Group 2 is supplied with atmospheric air by an air filter and expels its gases in an exhaust line which can include post-treatments and silent pressure drop generators.
  • Fig o 2 This diagram describes the full load curve of a fully cleaned extreme motor which presents its maximum torque at 20% of its maximum speed (Nmax).
  • the turbocharging in series configuration is therefore adapted to 0.1 Nmax.
  • the compressors deliver a maximum P2 pressure of 9 bars.
  • the flow section Sd of the turbines varies only from 1 to 1.5.
  • the engine has a variable valve timing that is used to control the closing of the cylinder between the BDC where the pressure P2 is limited to 4.5 bar and the mid-stroke of the piston 90 after the PMB dv where P2 is limited at 9 bars.
  • the volume unit in this diagram is equal to the displacement and the speed unit the maximum speed.
  • curves represent the volumes of gas present in the cylinder when it is closed, except curve C which represents the total volume Vc of cooled air delivered by group 2.
  • Vc is therefore controlled from 0.1 to 0.15 Nmax for a two-stroke engine and from 0.05 to 0.075 Nmax for a 4-stroke engine, when the speed changes from 0.4 to 0.6 N.sub.max.
  • Sd flow section offered to exhaust gases
  • the turbine inlet pressure P3 is in these conditions substantially equal to the compressor outlet pressure P2.
  • P3 exceeds 2 bars, the sonic flow rate passing through the turbines is proportional to P3 and inversely proportional to the root of T3 which varies little as a function of P3.
  • the volume of cooled air Vc delivered by the group 2 is substantially constant when P2 varies. This volume is also proportional to the flow section Sd offered to the gases which expand in the turbocharging group 2.
  • the volume of fresh air retained in the cylinder is therefore inversely proportional to the speed whereas the pressure P2 of this air is proportional to it. This results in the remarkable fact that the mass of fresh air retained per cycle is independent of the speed and depends only on the fuel flow. The combustion is thus carried out at substantially constant wealth.
  • curve A is equal to 1 and the maximum fuel notch is reached at this minimum operating speed where P2 (curve B) has reached the limit value of 4.5 bars for this hatch volume.
  • the volume of fresh air retained in the cylinder (curve D) is then half of the hatch volume, the difference being occupied by the EGR cooled to temperature T2 to achieve a mass recycling rate of 50%.
  • valve timing and turbine geometry remain fixed for rapid transients in city driving.
  • P2 varies with the power up to 4.5 bar. 0.33 Wmax ⁇ W ⁇ 0.67 Wmax which corresponds to driving on the road: the geometry of the turbines remains fixed, the valve timing is programmed as a function of P2, the EGR temperature is regulated at high speed, P2 varies from 4 , 5-9 bar. 0.67 Wmax ⁇ W ⁇ Wmax which corresponds to highway driving: the valve timing stops, a waste spoil or distributor opens to limit P2 to 9 bars, the EGR temperature is controlled at high speed, P2 remains constant at 9 bar.
  • Diagram 3B shows the 2 possible modes without any variable geometry thanks to the series and parallel configurations of two turbines:
  • W ⁇ 0.33 Wmax which corresponds to clean city driving: the turbines are in series configuration, the turbine geometry remains fixed for rapid transients in urban driving, only the EGR temperature is regulated at high speed, P2 varies with the power up to 4.5 bars.
  • FIG. 5 describes a structure well suited to current engines with fixed valve timing which comprises:
  • a small high-pressure turbocharger (HP) fixed geometry or variable 102 supplying air to the intake manifold through an optional inlet valve 105, and preferably an air refrigerant HP 108 to reduce the volume of air entering the engine.
  • the HP turbine is always powered by the gases from the exhaust manifold of the engine discharges into a conduit 111 that can communicate with the inlet and the LP turbine outlet as well as the exhaust manifold.
  • a large low-pressure (BP) turbocharger with fixed geometry 101 supplying air to the HP compressor, preferably through a BP 107 air cooler to reduce the work of the HP compressor.
  • the BP turbine is supplied by conduit 111.
  • a double waste spade 103 comprising a waste waste HP and a waste waste BP, for example coaxial to be driven together, controlled to pass from the series configuration to the parallel configuration via if necessary a series / parallel configuration which can be pneumatically actuated by the pressure of the compressors for rapid maneuvers and by a hydraulic or electric actuator for fine regulation.
  • a flue gas recirculation conduit connecting the exhaust manifold to the intake manifold through a gas cooler 109.
  • This conduit is provided with an EGR valve pilot 105 at its junction with the exhaust manifold and a refrigerant bypass regulated by a controlled distributor flap 106.
  • the oxidant mixture is homogenized by the mixer 110 located upstream or in the intake manifold.
  • the compressors are dimensioned to be able to deliver at pressure 4.5 bars the volume of cooled air drawn in by the engine between 700 and 2100 rpm.
  • the HP turbine is dimensioned to receive, in serial mode, gas 4.5 bar emitted by the engine when operating at 700 rev / min and is supplied at 4.5 bar.
  • the BP turbine has a volumetric capacity such that the two turbines mounted in series drive the compressors at their minimum volume flow rate (700 rpm 4.5 bars) and that mounted in parallel they drive the compressors at their volume flow rate corresponding to (2100 t / min, 4.5 bar), this for a feed pressure of 4.5 bar and a temperature compatible with good combustion. These conditions are met when the capacity of the turbine is between 1, 5 and 2 times that of the HP turbine.
  • This first structure is well suited to current engines. It includes control valves whose control allows three groups of operating modes of two turbochargers depending on whether the engine is equipped with a variable timing distribution or not and whether it operates on the 2 or 4 stroke cycle.
  • valve timing When the valve timing is variable, the parallel configuration is no longer necessary. In the majority of cases, only one regulatory body is active within a mode and no mode provides for more than two simultaneous regulations.
  • the turbines When the valve timing is fixed, the turbines operate in series mode in the low-power depolluted area and in parallel mode in the high-power area not subject to legislation.
  • the Sd section available for gas evacuation passes from approximately 1 to 3 between these two modes.
  • the non-evacuated fraction of the gases emitted by the engine is re-aspirated via the recycling duct.
  • series mode the two turbines are traversed by the entire flow of the compressors and the HP turbine delivers a power greater than that of the BP turbine.
  • the pressure ratios of the compressors are fixed by this power ratio.
  • each turbine receives a fraction of the flow compressors proportional to its flow section.
  • the HP turbine delivers while a power lower than that of the LP turbine which leads to a pressure ratio of the HP compressor lower than the BP.
  • An HP turbine variable valve allows a finer optimization of pressure ratios. It is also possible to winnow admission into the LP turbine to increase the gas flow through the HP turbine.
  • the transition can be made instantaneously in the rapid operation of a double waste trash 103 between two sealing seats located in the exhaust duct 111 of the HP turbine, without loss of energy by winnowing of the fluids.
  • the transition is accompanied by a sudden change in gas pressures and the speed of the turbochargers.
  • the invention is also based on an original strategy of external recirculation of the burnt gases:
  • the compressors always work in series with air cooling upstream and downstream of the high pressure compressor.
  • the refrigerant 4 is located in front of the cylinder intake, on the intake duct downstream of the mixer 5.
  • the pressure delivered by the group is limited to 4.5 bars.
  • the EGR recycling duct is dimensioned to create a low pressure drop, when the EGR valve is open, in order to be able to impose equal pressure between the intake manifold and the exhaust manifold.
  • This solution minimizes decanting losses in the recycled phase.
  • This solution concentrates the operating points of the compressors on two OB and PC lines of the characteristic diagrams corresponding respectively to the serial and parallel modes ( Figures 9 and 10).
  • the flow in the diagrams is controlled by the double tank waste and the variable distributor of the HP turbine when it exists, as well as by the EGR valve.
  • the recycling duct includes a gas / water refrigerant and its pilot by-pass which allows the EGR temperature to be adjusted between the temperature of the fresh air and the exhaust temperature. Only this mapped regulation is active in parallel and serial modes, the EGR valve remaining in full opening.
  • Programming has the advantage of avoiding the difficult measurement of a rapidly varying temperature, a measure necessary for complete regulation.
  • This structure also makes it possible to control the ratio between the compressor outlet pressure P2 and the supply pressure of the turbines P3:
  • the EGR valve 104 is only used in a 4-stroke cycle to extend the above modes for short periods and to avoid frequent activation of the double spoil waste 103.
  • the setting P3> P2 makes it possible to compensate for a lack of efficiency of the turbomachines at the cost of an increase in pumping losses.
  • the range of variation of the flow sections is approximately 1 to 3.
  • the full cleared load is therefore carried out at constant torque up to 75% of maximum speed and constant power between 75% and 100%, which is perfectly suited for road propulsion.
  • the invention is also based on a new positioning of the partial load cycles in the temperature entropy diagram 11 S as shown in Figure No. 4: At very low loads aspirated, the current art maximizes the combustive mass by reducing its temperature. These cycles located to the left of diagram 11 S lead to exhaust temperatures that are too low to initiate the turbocharging, which is installed only from a minimum power. This makes it difficult to switch from idling to take-off conditions of the vehicle during the clutch where the quantity of air is insufficient to provide the desired torque.
  • the present invention provides for executing very low loads and high speeds on the right of the T / S diagram by re-aspirating hot burnt gases to which the quantity of air necessary for combustion is added.
  • This strategy maintains an exhaust temperature level which prevents cooling of the exhaust manifold and scrolls of the turbines at idle or during non-propelled phases, cooling which delays the acceleration of the turbochargers during subsequent recoveries.
  • Operation without load in atmospheric suction is carried out at a high rate of hot EGR to maintain the thermal level of the reaction zone, the walls of the exhaust duct and catalytic post-treatments.
  • load increases from idle, priority is given to establishing turbocharging, the engine behaving like a generator of hot gases.
  • the EGR valve can be temporarily closed during acceleration of the turbochargers to benefit from pulsed pressure and reach the turbocharged phase at the clutch point without EGR.
  • the EGR rate and temperature return to the program selected for pollution control, which preferably maintains the cycle on the right of the 11 S diagram to minimize the response time on occasions.
  • the higher the speed of the turbochargers at partial load the higher the excess air available for recovery.
  • the invention has the advantage of concentrating the operating points of the compressors on lines of their characteristic diagrams.
  • Diagram 3A describes three operating modes in serial configuration represented in diagram 10:
  • the air flow delivered to 4.5 bar by the compression group depends on the positioning of the operating points in the characteristic diagrams of the compressors.
  • a good adaptation allows a variation of flow between 1 and 3 approximately.
  • Such an adaptation implies precise management of the power of each turbine and of the flow section offered to the exhaust gases.
  • the flow rate of the compressors is set by the flow section of the exhaust system. It depends on the pressure and temperature of the gases.
  • the present invention plans to operate mainly with an exhaust pressure P3 equal to the intake pressure P2.
  • the turbines are therefore supplied at a substantially constant pressure. This relationship requires, for a fixed geometry of the exhaust system, that the compressors operate on a single line of their operating diagrams.
  • the motor at full load can only operate at constant air flow and therefore at constant power.
  • the 4-stroke engine draws in a volume proportional to the speed which becomes more than double the volume delivered by the compressors above 25% of the maximum speed.
  • This request provides for filling this excess volume by expanding the compressed air by rolling the air flow between the compression group and the cylinders.
  • the present invention provides for controlling this expansion by an intake valve located at the outlet of the compression group in order to be able to fill with fresh air a fraction of the excess volume under certain exceptional operating conditions.
  • the clean-up area therefore extends over the entire range of regimes.
  • the exhaust pressure is fixed, the flow rate of the compressor depends only on the permeability of the exhaust system.
  • the present invention provides several solutions depending on the extent of the range at constant pressure and the quality of the turbomachines used.
  • the following structures will be mentioned without limitation:
  • the invention also provides for extending the above ranges by approximately
  • the invention favors structures 3 and 6 which includes structures 1, 2 and 5.
  • Structure 3 benefits from the good efficiency and simplicity of fixed geometry turbines. .
  • the structure 6 allows a better series / parallel transition.
  • the volume of recycled gas depends on the speed and the flow section of the exhaust system.
  • the NOX production decreases with the oxygen concentration of the oxidizing mixture.
  • the present invention plans to operate mainly with the oxygen concentration and the richness which give the best NOX-particle compromise with the post treatment used. It is therefore necessary to control the mass rate and the EGR temperature according to the best particle NOX compromise stored in the map of the computer which controls the engine.
  • the excess air is regulated by the exhaust section which acts on P2 and the EGR rate by the EGR valve which acts on P3 / P2.
  • Means are provided for cooling the recycled gases preferably to the temperature of the fresh air. Above a certain mass rate of EGR (about 50%), this cooling too reduces the enthalpy available for the turbines.
  • the invention therefore provides for limiting the energy dissipated in the EGR refrigerant by a pilot bypass of said refrigerant.
  • the present invention provides operating modes with fixed exhaust geometry and without flow lamination.
  • the following description relates, by way of examples, several operating modes selected for city driving, road and highway.
  • the numerical example is the driving force behind diagrams 3A, 3B, 9 and 10.
  • Mode A 1 Clean-up urban driving.
  • N> 0.2 Nmax The double spoiler waste 103 is in the high position.
  • the inlet valve 105 is fully open
  • the EGR 105 valve is fully open to maintain the relationship
  • the guillotine 106 of bypass the EGR cooler is in regulation.
  • the compressors deliver under these conditions a minimum volume of cooled air which reaches 4.5 bar the volume drawn by the motor at 0.1 Nmax.
  • the engine completes with a volume of recycled gas which reaches 2 times the volume of air at 0.2 Nmax and 10 times at Nmax.
  • the OA adaptation curve of the compressors in the characteristic diagrams is shown in Figure 9.
  • the mass fraction recycled depends on the temperature of the gases. To obtain 50% at 0.2 Nmax, the gases must be cooled to air temperature by closing (106) the EGR refrigerant bypass.
  • the temperature of the recycled gases must be increased by gradually opening the guillotine 106 according to the speed, the quantity of fuel burned and the desired EGR rate.
  • the EGR 106 bypass is fully open for starting, idling and operating at very low load to maximize the thermal level in the combustion chambers to reduce noise and unburned and maximize the speed and temperature of the turbochargers to optimize their recovery capacity.
  • the recycling rate in steady state can be refined by a fixed or variable half-open position of the EGR valve 104.
  • the EGR valve As soon as the engine loads, the EGR valve fully opens and the guillotine switches to inlet temperature regulation which increases appreciably from 60 to 450 ° C when the speed increases from 0.2 Nmax to Nmax the mass rate of EGR going from 50% to 70%.
  • the operating range of the cleared mode which implies that the continuous control of the guillotine only 106, is the city area of the SME chart / system 3B. It covers the entire city driving where transients are common. The absence of discontinuity has a definite advantage in this context.
  • the inlet pressures and temperatures map in the domain is a function of the map introduced in the engine control computer for piloting the guillotine 106.
  • the upper limit of the domain corresponds to the inlet and exhaust pressure limit set here at 4.5 bars.
  • the adaptation of the turbochargers can be slightly modified by partially closing the EGR valve 104 to have P3 / P2> 1. This may prove necessary to improve the pumping guard of the compressors very low in this fashion.
  • the limit of this extension is the P3 authorized by the exhaust manifold technology.
  • FIG. 8 describes the operation of the double spoil waste.
  • the inlet valve 105 is fully open
  • the bypass 106 of the EGR refrigerant programs the intake temperature to obtain an EGR map fixed in advance, for example on the memory of the computer which controls the engine.
  • A2 mode extension of A1 mode limited by turbine flow
  • the double spoil waste 103 is in the high position.
  • the EGR valve 104 is open.
  • the inlet valve 105 is fully open
  • the guillotine 106 is programming the intake temperature.
  • A3 mode extension of A2 limited by the exhaust temperature Clean-up driving.
  • Turbines working in parallel series regulated by HP and BP waste gates controlled simultaneously.
  • the EGR valve is open.
  • the inlet valve is fully open
  • the guillotine 106 is programming the intake temperature.
  • P4 determines the operating points of the compressors in their diagrams.
  • T3 exceeds the limit value imposed by the richness, one can act on the EGR valve to increase P3 and decrease T3.
  • This operating mode can be achieved with two turbochargers equipped with conventional waste gates which limit the pressure delivered by the compressor.
  • the transition takes place by the rapid and simultaneous tilting of the waste trash to the lower seat of the waste trash BP. This maneuver is programmed on the limit T3 curve. To prevent the motor from stabilizing on the transition, the tilt line A2 / A5 will be different from the tilt line A5 / A2.
  • HP goes from 1, 64 to 3, the speed of the LP turbo increases slightly, the speed of the HP turbo decreases slightly.
  • Padm P3 ⁇ 4.5 bars.
  • the double spoil waste 103 is in the low position.
  • the intake valve is fully open
  • the EGR 104 valve is fully open to impose the relationship
  • the EGR refrigerant bypass programs the intake temperature to obtain a map of EGR fixed in advance, for example in the memory of the computer which controls the engine.
  • the compressors operate on the PC adaptation curve of Figure 9 with a different distribution of pressure ratios due to the fact that the powers developed by the turbines are in the constant ratio of their permeabilities.
  • the area covered by this mode is the highway area of the diagram
  • GROUP B 4-STROKE ENGINES; VARIABLE SETTING OF
  • VALVES Group A brings together processes where the variable geometry is located at the level of the turbocharging group to modulate from 1 to 3 the volume Vc of cooled air delivered by the compressors at a pressure limited to a set point of 4.5 bars imposed by the high compression ratio of the engine.
  • controlling the valve timing allows the volume drawn in by the engine to be modulated from 1 to 2 approximately at a given speed by positioning FA (intake closure) at mid-stroke of the piston and FE (exhaust closure) at TDC.
  • the decrease in the volume flap is accompanied by a decrease in the compression ratio that can double the set pressure 9 bar.
  • a modulation of only 1 to 1.5, of the volume Vc makes it possible to cover the entire speed range in the series configuration, and to avoid the series / parallel discontinuity (FIG. 10).
  • the volume of air drawn in is substantially the difference between the total volume of gas present in the cylinder defined by the volume of the FA chamber and the volume of residual burnt gas defined by the volume of the FE.
  • the recycling mechanism then breaks down into hot internal recycling and cooled external recycling, the mixing taking place inside the cylinder.
  • the proportion between the hot EGR and the cold EGR can be controlled by the timing of the valves.
  • Piloting FE is therefore another means of modulating the volume drawn in by the engine without modifying the compression ratio.
  • NOx reduction implies a reduction in temperature during combustion which starts at the end of compression temperature. It is therefore favorable to minimize the compression ratio and the EGR temperature.
  • the triangular loss of cycle which accompanies the Joule expansion when the exhaust is opened can be recovered by two turbines in series which take care of part of the work of compression of the piston.
  • FA must intervene in the vicinity of the bottom dead center of the piston to maximize the trap volume at low speeds.
  • FA To increase the intake pressure while respecting the pressure limit in the cylinder, it is therefore necessary to reduce the effective compression ratio by advancing or delaying FA.
  • the area in A1 mode is doubled at the cost of a high pressure technology for HP ducts facilitated by the reduction of 50% cutting sections.
  • the delay FA must then go from 20 to 90 degrees crankshaft (dv) approximately to divide the hatch volume by 2. This strategy makes it possible to operate the compressors in the restricted range of 1 to 1.5, where the yields can be optimized to tolerate a bypass rate of the HP turbine close to 30% at full power.
  • the extended A1 mode covers the entire domain of the modes A2, A3 with a total pollution reduction rate and a regulation limited to the control of the EGR bypass and the angle of FA.
  • HP waste waste can be managed as a simple pressure relief valve.
  • This Blet mode and its extension differ from A1 mode and its extensions by the FA control which regulates the EGR volume for each engine speed and therefore the pressure P2.
  • the FA control can replace the EGR refrigerant by-pass control which modulates the EGR temperature. Maintaining the piloted bypass nevertheless has the following advantages:
  • FA Maintaining the A1 mode when P2 ⁇ 4.5 bars, to avoid the phase shift of the camshafts in the rapid transients of urban driving, FA can then be controlled more slowly at high power to limit the cylinder pressure when P2> 4.5 bars.
  • B1 mode extended A1 mode replaces A2 and A3
  • the double spoil waste 103 is in the high position.
  • the inlet valve is fully open
  • the EGR 104 valve is fully open to maintain the relationship
  • the EGR refrigerant bypass programs the intake temperature to obtain an EGR map fixed in advance, for example on the memory of the computer which controls the engine.
  • the angle of FA is controlled discreetly or continuously to limit the maximum pressure in the cylinder.
  • B2 mode extended B1 mode external EGR only.
  • the dual wastegate 103 is in the high position.
  • the intake valve 105 is fully open
  • the EGR refrigerant bypass programs the intake temperature to obtain an EGR map fixed in advance, for example on the memory of the computer which controls the engine. FA remains in the delayed position.
  • the usual variable distribution device consists of a controlled phase shift of the camshafts which generally control two valves per shaft.
  • phase shift of a valve therefore results in the same phase shift on another valve, the effect of which is negligible in the vicinity of the piston dead centers.
  • the EGR refrigerant bypass 106 is closed or eliminated
  • the hot internal EGR is controlled by FE
  • the cooled external EGR is controlled by FA OA intervenes approximately when the cylinder pressure crosses
  • FA is controlled to limit the maximum pressure of the cycle.
  • the AF delay is accompanied by an equal delay of OA which occurs 80 degrees after TDC at high speed.
  • FE must be simultaneously advanced to retain hot gases, the pressure of which crosses the inlet pressure at OA.
  • the oxidizing mixture is carried out in the cylinder during filling with a possibility of stratification described in US Pat. No. 5,551, 954.
  • the intake valve (s) are actuated by a phase shifted intake camshaft.
  • the exhaust valve or valves are actuated by a second phase-shifted exhaust camshaft.
  • the rate of hot EGR is controlled by FE.
  • the additional cold EGR is managed by FA.
  • the phase shifters are actuated according to a mapping of the EGR rate hot and cold.
  • B4 mode extended B2 or B3 mode
  • the double spoil waste 103 is in the high position.
  • the inlet valve 105 is in full opening
  • the EGR valve 104 is in full opening to maintain the relationship
  • EGR refrigerant bypass 106 is closed or eliminated
  • Feeding methods which leave residual burnt gases after closing the cylinder have the advantage of allowing stratification of temperatures and concentrations in the combustion chamber.
  • the present invention makes it possible to control the supply of the engine with fresh air, cooled external EGR and uncooled internal EGR in order to create a stratification of the temperatures and concentrations in the chamber at high combustion neutral point.
  • the invention provides to arrange the lamination so that the autoignition by compression extends gradually warm to cold areas of the combustion chamber zones when the gas pressure increases. Simultaneous autoallumage thus relates to surfaces of the reactive load rather than detonating volumes.
  • the instantaneous energy release rate is proportional to the value of the surface being self-ignited and the concentration of fuel vapor on that surface.
  • the ignition point is advantageously controlled by the angle of the crankshaft at the closing of the cylinder which simultaneously regulates the quantity of hot gases recycled and the effective compression rate which brings them to the self-ignition temperature.
  • Fuel can be vaporized in clean air between the compressor and the external EGR mixer for precise adjustment of the richness of the reactive charge.
  • Fuel can also be introduced into the external air / EGR mixture upstream of the cylinder, in the intake ports or inside the cylinder before and / or during compression.
  • This compression self-ignition of a stratified carburetor charge can lead to non-explosive combustion without particles or NOX if the local temperature and concentration conditions are well controlled.
  • the first ignition can be triggered by an electric spark or high pressure injection.
  • Modes B2 and B21 provide for an intake volume limited to the volume drawn in by the engine at 1400 rpm.
  • the cross-section of the intake ports can therefore be reduced to 28% of their normal value. This makes it possible to use only one sector of the variable orifice constituted by the valve and its seat.
  • FIG. 11 represents the conventional architecture of a plane cylinder head carrying four valves with axes perpendicular to the cylinder head plane and whose cylinder side faces are in the cylinder head plane in the closed position in order to respect the revolution geometry of the gas work.
  • the two intake valves A are identical and diametrically opposite to create a flow symmetrical with respect to the axis of the cylinder which will acquire the symmetry of revolution at the end of compression. They are placed as close as possible to the cylinder.
  • the two exhaust valves E are identical and diametrically opposed on a diameter which can be offset by 70 to 90 degrees compared to that of the intakes to avoid interference between the air jets and the heads of the exhaust valves in situation of crossing (case of 2 times).
  • the injector is conventionally located in the center of the valve pattern.
  • the toroidal combustion chamber is located in the piston and it is coaxial. Its collar is chosen to create the desired layering. Filling phases and discharge are largely separated there is no risk of interference between the piston and valves.
  • the piston thus includes no recesses for the valves that would destroy the geometry of revolution.
  • the intake pipes direct the flow towards the piston tangentially to the cylinder in the vicinity of the valve seats.
  • Inlet nozzle suitable for heavy lift.
  • the intake pipes 151 terminate upstream of the seat by an oblong convergent nozzle, the neck 152 of which is defined by an upper half-cylinder resting on the upstream edge of the conical seat and tangent to the latter along its generatrix located in a plane substantially perpendicular to the plane passing through the axis of the seat and through the axis of the cylinder and through a lower cylinder covering half of the valve head opposite to said generator.
  • the lifting of the valves is such that they do not interfere with the fluid flow coming from the nozzle, this at least at full opening.
  • the nozzles will also be oriented to create a tangential speed in opposite directions.
  • Inlet nozzle suitable for low lift.
  • the conical sealing surface of the intake valves is extended by a cylindrical part of height slightly greater than the lifting of said valves, the conical seats of said valves are arranged at the bottom of cylindrical housings 153 arranged in the cylinder head to receive said cylindrical parts of said valves, so that the flat underside of the valves is in the plane of the cylinder head when they rest on their seats.
  • the diametral clearance between the housings and the cylindrical extensions of the valves is minimal.
  • Recesses are made in the cylinder head within the following borders: 1) Two cylinder portions concentric with the bore and tangent externally and internally to the obviously cylindrical of each valve, the external cylindrical portion being able to be confused with the cylinder. 5 2) A conical surface extending the half-seat of the valve delimited by a plane passing through its axis and the axis of the cylinder.
  • the recesses will also be oriented to create a tangential speed in opposite directions.
  • the angle of the intake seats is chosen between 90 and 120 degrees to 0 optimize the stratification of the oxidizing charge.
  • GROUP C SELF-SCANNING 2-STROKE ENGINES WITH VARIABLE VALVE TIMING.
  • the two-stroke cycle with variable self-swept distribution has the following advantages:
  • the turbocharged propulsion phases are executed on an asymmetrical cycle with a high expansion rate and a low compression rate.
  • the initial part of the compression stroke is then used for gas transfers.
  • the evacuation of the burnt gases is ensured by one or more exhaust orifices located in the cylinder head and closed by valves controlled by one or more cam shafts which are phase-shifted relative to the crankshaft.
  • the filling is ensured by lights at the bottom of the cylinder opened by the piston in the vicinity of the bottom dead center or, preferably, by at least one inlet orifice located in the cylinder head and oriented towards the piston and closed by at least one valve. intake controlled by one or more fixed or phase shifting cam shafts.
  • the directive valve architecture already described in FIG. 11 can be used to sweep a 2-stroke cycle.
  • the feed structure is that of 4 times of which the intake valve and the EGR bypass have been removed.
  • the EGR valve 104 has been replaced by a check valve or an aerodynamic diode 204.
  • the turbocharging is adapted to 0.1 Nmax and capable of a maximum pressure of 9 bars.
  • the turbocharging unit is of the series configuration type defined for processes B.
  • the filling with cold gases is carried out when the pressure in the cylinder is lower than the intake pressure after the discharge of the pressure Po at the end of expansion.
  • External recycling implies that the gas pressure is higher than the intake pressure.
  • the pressure Pf in the cylinder at the closing of the cylinder is the end of sweeping pressure, close to the inlet pressure.
  • the fraction of gas that can be recycled externally against the intake pressure is therefore substantially equal to Po / Pf where Po is the pressure in the cylinder at the opening of the exhaust phase.
  • Vo and Vf are the volumes occupied by the gases at OE and FE
  • To and Tf are the absolute temperatures of the gases at OE and FE
  • Vf / Vo which is none other than the ratio between the expansion rate and the compression ratio, can be controlled by phase shift of the camshafts.
  • thermodynamic efficiency improves when Vf increases, the OE settings are favored in the vicinity of the PMB.
  • Tf is the total temperature at the inlet of the turbine which varies little between 900 and 1100 ° K for a turbocharger in two stages where P3 neighboring rest of P2 To is the mixing temperature of fresh air at 330 ° K, cold EGR at 330 ° K and internal EGR at Tf.
  • the external EGR occupies, at pressure P2, a volume substantially equal to C and C / 3 after cooling.
  • the hatch volume being 2C / 3, the volume available for fresh air and residual gases is equal to C / 3.
  • the turbocharging adapted to 0.1 Nmax will therefore give an external EGR rate of 50% 0.3 Nmax
  • the internal EGR increases linearly above this regime by increasing Tf.
  • the internal EGR gradually replaces the external EGR when the speed increases with fixed valve timing.
  • the non-return EGR valve may be noisy, we choose the aerodynamic diode for silent engines.
  • the diode can be summed up in a calibrated orifice comprising a non-converging inlet pavilion on the collector side ensuring a flow coefficient close to 1 and an outlet with sharp edges offering a coefficient of 0.5 at the reflux flow.
  • the exhaust puff is shared between the turbine and the recycling duct in proportion to their flow sections.
  • the flow entering the diode benefits from a high expansion rate which can reach 3.
  • the reflux flow generated by an expansion rate limited to 1, 2 is, in addition, divided by 2 by its flow coefficient.
  • the diode can be dimensioned to absorb the mass of gas sufficient for external recycling. This mass can be controlled by FE and / or OE which act on the pressure Po at the end of expansion.
  • FIG. 6 describes the simplest case of a single phase-shifting camshaft 200 controlling the intake and the exhaust with the following sequence:
  • the exhaust puff carries a fraction of the mass of hot gases present in the cylinder which is a function of Pc / Pad and which varies very quickly with the setting of FE and OE distant by 100 dv in the present case.
  • the advance of the camshaft thus simultaneously increases the flow rate in the turbine and the recycling conduit in proportions which can be set by the section of the diode.
  • a fixed section of the diode an advanced timing P2 increases and the rate of external EGR.
  • the Po / Pf ratio decreases when the speed increases from 3 to 1400 rpm to 1, 3 for 5000 1 / min. 0
  • the hot EGR gradually replaces the cold EGR when the speed increases.
  • Mode C2 5 Driving on partially depolluted road.
  • GROUP D STRUCTURE ADAPTED TO FUTURE ENGINES
  • the invention provides a second supply structure described below in the case of 2 stroke (Fig N ° 7):
  • the engine comprises two exhaust valves per cylinder, one of which (ER) is assigned to the external recycling duct and the other (ET) to the supply of the turbine, the engine then carrying two exhaust manifolds CT and CR.
  • a distributor valve VD makes it possible to distribute the flow of the collector CR between the collector CT and the recycling conduit.
  • the cylinder feeds in parallel the turbine and the recycling, the turbine taking off as a priority its flow.
  • the cylinder supplies one or the other circuit.
  • the valve must close the recycling pipe when the cylinder pressure is below P2 and ER is open to avoid an exhaust intake bypass.
  • the two valves then supply the turbine.
  • recycling is carried out by puffing before the power-based scanning and recycling by discharge after the scanning at high speed.
  • the specialization of the intake valves can also be considered when looking for a stratification of the oxidizing mass.
  • the description below relates to the second case of intake by valves with recycling before sweeping.
  • 0 Take as an example a fixed sweeping camshaft 210 which controls the intake and AND and a phase shifting recycling camshaft 211, with phase shifter 212 which controls ER.
  • the cams are calibrated as follows:
  • VD valve blocks recycling
  • the VD valve is in the recycling position.
  • the VD valve is in the recycling position.
  • VD valve is in the recycling position.
  • the VD valve blocks recycling.

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Abstract

L'invention a pour objet un moteur alternatif utilisé entre un régime de rotation minimum Nmin et un régime maximum Nmax qui comporte un groupe de turbocompression (2) dimensionné pour être en fonctionnement autonome quand : ¢ Il alimente en air le collecteur d'admission (8) du moteur via un réfrigérant ¢ Il est alimenté en gaz par le collecteur d'échappement (9, CR et CT) du moteur ô la température d'échappement ¢ La pression d'alimentation turbine (P3) est sensiblement égale ô la pression de refoulement compresseur (P2) de telle façon que, ô température d'air constante et ô géométrie fixe, la turbocompression délivre un volume d'air refroidi Vc sensiblement constant quand la pression varie. et que le volume Vc est sensiblement proportionnel ô la section débitante Sd offerte aux gaz chauds, caractérisé par le fait que la pression turbine (P3) est maintenue sensiblement égale ô la pression compresseur (P2) par un by-pass EGR (3) entre le collecteur d'admission (8) et le collecteur d'échappement (9) dimensionné pour transférer le débit de gaz d'échappement vers le collecteur d'admission sans perte de charge significative, le volume d'air refroidi Vc est inférieur au volume aspiré par le moteur au régime Nmax de telle sorte qu'un débit de gaz chauds est réaspiré par le moteur via le by-pass (3) au-dessus du régime Na, dit régime d'adaptation de la compression, où le volume aspiré est égal ô Vc, et un débit d'air est détourné vers la turbine au-dessous du régime Na.

Description

Moteur alternatif à recirculation de gaz brûlés destiné à la propulsion des véhicules automobiles et procédé de turbocompression die ce moteur.
Dans le passé, les cycles thermodynamiques des moteurs automobiles étaient optimisés pour le rendement et la puissance spécifique.
Aujourd'hui, aux critères de rendement et de puissance spécifique s'ajoutent les contraintes de dépollution et particulièrement l'élimination des NOX. Ces contraintes sont aujourd'hui limitées aux conditions d'utilisation urbaine du moteur et à des parcours routiers à faible puissance. Le durcissement prévisible de la réglementation conduit à étendre le domaine d'utilisation dépollué du moteur.
Le domaine dépollué est aujourd'hui limité à 50% du régime maximal et 50% du couple maximal, le moteur étant alimenté en air frais dans le domaine des couples et des puissance élevés.
De nombreuses techniques de dépollution par post traitement des gaz rejetés dans l'atmosphère sont utilisées ou en cours de développement, tels les catalyseurs d'oxydo-réduction et les filtres à particules et à NOX régénérables. Parmi les polluants, les plus difficiles à post traiter en présence d'oxygène sont les NOX qu'on cherche à éliminer à la source en diluant l'air frais par des gaz brûlés (EGR) recirculés extérieurement ou recyclés intérieurement. Pour limiter suffisamment la température de flamme le taux massique de EGR doit atteindre 50% de la masse thermodynamique présente dans le cylindre.
L'inconvénient de ce procédé est de réduire de 50% le volume disponible dans le cylindre pour accueillir l'air frais nécessaire pour la combustion. Le rétablissement de la puissance impose donc de doubler la pré compression de la charge comburante par la turbocompression. Par ailleurs, un moteur automobile turbocompressé doit fournir le couple de décollage du véhicule au régime d'embrayage et son couple maximal à un régime aussi bas que possible. La pression de suralimentation doit donc s'établir très rapidement quand le moteur passe du régime de ralenti au régime d'embrayage.
L'industrie recherche des turbomachines capables de délivrer un volume d'air variable à une pression d'air constante de 2,5 bars environ sur toute la plage utile des régimes (nombre de tours/minute) du moteur qui s'étend aujourd'hui de 1 à 4 environ. Ce niveau de pression relève d'un seul étage de compression avec un diagramme caractéristique aussi large que possible.
La section débitante de la turbine doit varier sensiblement dans les mêmes proportions que le débit d'air.
La solution la plus performante à ce jour est la turbine à distributeur variable qui peut couvrir une plage de 1 à 3 homogène avec la largeur maximale du champ compresseur.
Aux extrémités de cette plage le rendement du compresseur est environ de 60% et celui de la turbine de 50%. Ces rendements s'améliorent vers le centre de la plage pour atteindre respectivement 75% et 65%. Un quart de la plage de régime du moteur n'est donc pas couverte par le compresseur. Le couple à bas régime est en général favorisé et la puissance décroît à partir de 75% du régime maximal.
Une autre solution consiste à bypasser la turbine par une vanne pilotée appelée waste gâte. La plage de débit va seulement de 1 à 2. Le rendement de détente décroît entre le débit minimal et le débit maximal.
Pour compenser la dissipation d'énergie et étendre la plage de débit, on est contraint à accroître la pression d'échappement au prix d'une augmentation des pertes par pompage.
Ces solutions à bas rendement énergétique sont suffisantes à pression modérée où l'enthalpie disponible dans les gaz d'échappement est excessive. Pour une pression double, le rendement global de turbocompression doit être amélioré.
Le recyclage externe de gaz refroidis est géré par une vanne EGR (exhaust gas recirculation) pilotée qui dérive vers l'admission une fraction refroidie du débit de gaz émis par le moteur dans le domaine dépollué exclusivement. Quand cette fraction dépasse une limite, la température d'échappement devient insuffisante pour assurer l'équilibre énergétique turbine compresseur.
Pour compenser ce manque de température aux bas régimes dépollués, on accroît le taux de détente en diminuant la section de la turbine au prix d'une dégradation du rendement indiqué. Quand le régime augmente, le distributeur ou la waste gâte s'ouvrent progressivement pour diminuer le taux d'EGR et limiter la contre pression.
Cette manœuvre n'est possible qu'au dessus d'un certain régime qui dépend de la taille de la turbine.
Ces opérations s'effectuent avec un mauvais rendement énergétique dû aux pertes d'énergie dans la waste gâte ou dans le distributeur variable de la turbine. De plus, la contre pression augmente la consommation du moteur sur la plage de fonctionnement dépollué très utilisée en conduite urbaine. La géométrie variable de la turbine est très sollicitée en conduite urbaine.
Pour améliorer le rendement de détente il faut s'en tenir à des turbines à géométrie fixe et limiter les fonctionnements avec laminage des écoulements. La compression en deux étages permet de générer des pressions élevées en profitant de la réfrigération entre étages qui diminue le travail de compression.
Pour générer la pression nécessaire pour le couple de décollage du véhicule, la section de la turbine haute pression HP doit être suffisamment petite pour détendre efficacement le débit de gaz émis par le moteur au régime d'embrayage, soit environ 20% du débit volume au régime maximal. Pour limiter la contrepression d'échappement aux régimes élevés il faut augmenter la section offerte aux gaz quand le régime augmente.
Le procédé R2S de la société 3K WARNER prévoit un montage en série des deux compresseurs et des deux turbines. Pour accroître la section offerte aux gaz, on transfère progressivement le débit de gaz de la petite turbine HP vers la grande turbine basse pression BP au prix d'une perte d'énergie dans le by-pass régulé de la turbine haute pression. L'augmentation de section offerte aux gaz est limitée à la section de la turbine BP. De plus l'ouverture du by-pass annule le taux de détente de la turbine HP qui n'entraîne plus le compresseur HP qui constitue un étranglement qu'il faut by-passer.
La turbocompression séquentielle prévoit le montage en parallèle des turbocompresseurs et des turbines. Un seul turbocompresseur est actif à bas régime alors que les deux compresseurs sont actifs à haut régime.
La transition se fait aux régimes intermédiaires très utilisés avec une chute du rendement de turbocompression.
Cette solution a l'avantage d'offrir aux gaz une section maximale égale à la somme des deux turbines. Comme précédemment la transition se fait avec une perte d'énergie par laminage dans une zone très utilisée.
De plus, la pression d'air est limitée comme dans le cas du turbocompresseur unique.
Dans les deux cas précédents certaines transitions impliquent l'accélération d'un des rotors qui peut s'avérer trop lente dans les transitoires rapides de la conduite urbaine.
Pour éviter les discontinuités, la demande de brevet N°WO/0248510 décrit un procédé de turbocompression non régulé à deux étages à géométrie fixe montés en série où la pression dans le cylindre est limitée par la perte de charge créée par des orifices d'admission sous dimensionnés. Cette solution très simple améliore les performances à bas régime au détriment des performances à haut régime où les pertes par pompage sont élevées, la pression d'échappement étant proportionnelle au régime.
La présente invention concerne un procédé de turbocompression utilisant les avantages des configurations série et parallèle dans une stratégie originale de recyclage des gaz.
Le but de l'invention est d'accroître le taux d'EGR et/ou la puissance et le couple du moteur en augmentant la pression de suralimentation par le montage en série de deux compresseurs avec réfrigération de l'air entre les compresseurs, supprimer la chute de puissance à haut régime, réduire le délai de prise de couple à partir du ralenti et aux reprises, améliorer la combustion et la dépollution catalytique après le démarrage à froid et aux très faibles puissances, exploiter la technologie mature des waste gâte en limitant les modes de fonctionnement avec vannage des flux gazeux, réduire le rapport volumétrique pour respecter la pression maximale autorisée dans le cylindre en conservant les aptitudes au démarrage et au ralenti silencieux en ambiance froide, étendre le domaine dépollué du champs d'utilisation du moteur.
L'invention concerne un moteur à turbocompression double, à recyclage des gaz brûlés et à calage variable des soupapes comporte un grand nombre de paramètres de fonctionnement qui interagissent entre eux.
La structure comporte un nombre limité d'organes de pilotage pour créer des relations entre les paramètres gérées par le calculateur de contrôle moteur. Ces relations permettent de générer un très grand nombre de modes de fonctionnement du moteur.
L'invention consiste dans des relations inter-paramètres nouvelles et les moyens de les mettre en œuvre.
Compte tenu de la complexité des interactions concernées, l'invention sera décrite par ses concepts généraux et plusieurs modes élémentaires non limitatifs de mise en œuvre. Pour faciliter l'exposé, l'invention sera décrite sur un moteur type dont les éléments chiffrés sont approximatifs et n'ont pas fait l'objet d'une simulation numérique.
Il va de soi que les valeurs numériques sont données pour illustrer la description de l'invention et qu'elles n'ont aucun caractère limitatif.
Le principe de base est d'introduire dans le cylindre la masse d'air frais nécessaire à la combustion à une température (Tadm) et à une pression (Padm) telles que le volume de cet air soit toujours inférieur au volume trappe à la fermeture des soupapes, pour laisser la place à une masse d'EGR, de préférence au moins équivalente dans la majorité du domaine de fonctionnement du moteur.
Dans la suite le volume Vm aspiré par le moteur est défini comme le produit du volume trappe par le nombre de cycles par minute que le cycle comporte 2 ou 4 temps. L'invention prévoit de réaliser cette condition soit par réglage du volume Vc délivré par les compresseurs, soit par réglage du volume trappe si le calage des soupapes est variable, soit par les deux réglages effectués, de préférence, successivement pour ne pas multiplier les régulations simultanées. Pour optimiser le rendement de turbocompression et éviter les variations de géométrie dans les transitoires rapides, l'invention prévoit plusieurs configurations à géométrie fixe offrant plusieurs niveaux de puissance avec le même couple maximal. On peut ainsi envisager une configuration ville, une configuration route et une configuration autoroute. Pour les moteurs à calage fixe des soupapes, l'invention décrit des groupes de turbocompression permettant de moduler le volume Vc d'air refroidi entre 1 et 3 à pression sortie compresseur constante P2 choisie à titre d'exemple pour les besoins de la description à 4,5 bars.
Pour les moteurs à calage variable des soupapes, l'invention prévoit de couvrir la plage de débit massique entre 1 et 2 en modulant la pression d'air P2 entre 4,5 bars et 9 bars à géométrie fixe donc à volume Vc sensiblement constant, puis en augmentant la section débitante de turbine Sd de 50% seulement (au lieu de 300% précédemment) pour couvrir la plage de débit massique de 2 à 3 à P2 constante et à Vc variable. Dans la majorité des modes l'invention prévoit de maintenir approximativement l'égalité de pression P2 à la sortie compresseur et P3 à l'entrée turbine afin d'effectuer le recyclage des gaz avec des pertes par pompage minimales.
Cette relation a de plus l'avantage de positionner les turbomachines sur des lignes stationnaires de leurs diagrammes caractéristique pour une géométrie donnée.
Dans le cas du cycle à 2 temps où le balayage impose P2 > P3, le volume du collecteur d'échappement est choisi suffisamment petit pour que
P3 subisse des pulsations autour d'une valeur moyenne égale à P2. Le balayage s'effectue alors dans la fraction de période où P2 > P3 et le recyclage s'effectue quand P3 > P2.
Le volume Vc d'air refroidi débité par les compresseurs ne dépend dans ces conditions que de la section débitante offerte aux gaz, c'est à dire de la géométrie des turbines et de leurs by-pass. Pour une géométrie donnée ce volume est donc sensiblement constant pour toutes les charges et tous les régimes du moteur.
L'invention prévoit de dimensionner les turbomachines pour que Vc soit toujours inférieur, et de préférence inférieur à la moitié du volume aspiré par le moteur dans son domaine dépollué. Pour le cahier des charges des moteurs modernes, ce volume correspond sensiblement au volume aspiré par le moteur au ralenti dans la configuration la plus fermée des turbines. Nous fixerons le régime de ralenti à 700t mn pour les besoins de l'exposé.
Pour les moteurs à calage fixe des soupapes le volume d'air maximal sera donc le volume Vm aspiré par le moteur à 2100 t/ mn et pour les moteurs à calage variable, où P2 n'est plus limitée par le moteur, le volume Vm à 1050 t/ mn.
En mode propulsif, le volume aspiré par le moteur varie très rapidement avec le régime et le calage des soupapes. La présente invention prévoit de combler instantanément le volume non occupé par l'air frais Vm - Vc, par une masse de gaz brûlés, de préférence au moins égale à la masse d'air frais, recyclés à une température compatible avec l'équilibre énergétique entre les turbines et les compresseurs.
Cette température est définie par l'isochore supérieure du diagramme entropique.
En résumé, contrairement à l'art actuel qui impose au compresseur le volume d'air aspiré par le moteur, l'invention compense par l'EGR la différence entre le volume aspiré par le moteur et le volume constant délivré par les turbomachines dans une configuration géométrique fixée. L'art actuel prévoit donc Vc = Vm en dehors du domaine dépollué, alors que l'invention prévoit Vm = Vc + Vegr (volume des gaz EGR) dans tout le domaine d'utilisation.
Cette stratégie permet de couvrir tout le domaine d'utilisation du moteur situé sous la courbe à P2 maximale autorisée pour le moteur considéré, sans avoir à modifier la géométrie du groupe de turbocompression. Cette courbe est décrite à puissance moteur constante proportionnelle à Vc et P2.
Quand la température du mélange comburant croît, le cycle se déplace vers la droite du diagramme entropie/ température. En aspiration atmosphérique, I' EGR n'est pas refroidi pour placer le cycle moteur à droite du diagramme entropie/température, les charges partielles s'exécutant à température de fin de combustion constante et à température de début de combustion variable. La température d'échappement garde ainsi un niveau maximal favorable à l'établissement de la turbocompression et à la dépollution catalytique.
Suivant les cas, le mélange entre l'air frais et les gaz s'effectue dans le conduit d'admission, dans le cylindre ou dans les deux. L'invention prévoit, de préférence, des dispositifs pour homogénéiser la charge comburante.
L'invention s'appuie sur la turbocompression en deux étages avec réfrigération de l'air en amont et en aval du compresseur haute pression.
Cette méthode de compression impose certaines relations entre le débit et la pression de l'air délivré qui dépendent des diagrammes caractéristiques des compresseurs.
Les moteurs automobiles modernes doivent fournir leur couple maximal à 25% du régime maximal.
L'idéal serait donc un débit volume Vc variant de 1 à 4 délivré à pression double et sous un volume moitié du volume aspiré par le moteur.
Les turbines à distributeur variable permettent de couvrir une plage de 1 à 3 avec un rendement de 50% aux extrémités de la plage.
Les compresseurs associés à ces turbines paient en rendement cette souplesse de débit. Le rendement en extrémité de plage ne dépasse pas 60%.
Outre le fait que la plage désirée n'est pas atteinte, le rendement global de turbocompression est insuffisant pour doubler la pression de 2,25 bars actuellement nécessaire pour le couple maximal sans recyclage de gaz.
Entre 25% et 75% du régime maximal le rendement de turbocompression est suffisant pour maintenir la pression d'admission nominale, mais entre 75% et 100% elle s'effondre et avec elle, la puissance.
La généralisation d'un taux massique d'EGR de 50% réduirait de 50% le couple à bas régime et verrait l'effondrement de la puissance dès 37,5% du régime maximal. L'utilisation de turbomachines à géométrie fixe à domaine de fonctionnement plus étroit procure un gain de 10 à 15% sur les rendements des compresseurs et des turbines.
Pour couvrir la plage de débit de 1 à 3 à pression constante le compresseur basse pression selon l'invention délivre son débit minimal à faible pression et son débit maximal à forte pression.
Le rôle du compresseur haute pression est de terminer la compression jusqu'au niveau requis fixé à 4,5 bars pour fixer les idées. Le rapport de pression du compresseur HP doit donc varier en fonction du débit au moyen d'une géométrie variable dans l'alimentation des turbines.
Pour couvrir la plage de 1 à 1 ,5 il suffit de bypasser partiellement la turbine HP ou une petite ouverture de son distributeur moins pénalisante en rendement.
Le rendement du compresseur HP est supérieur dans ce deuxième cas, comme le montrent les diagrammes 9 et 10.
Pour éviter les régulations de géométrie destructrices de rendement la présente invention prévoit des modes de fonctionnement à géométrie fixe dont la pleine charge s'effectue partiellement à puissance constante et à taux volumique d'EGR variable. Sur les courbes de puissance constante, les compresseurs stationnent sur un seul point de fonctionnement quand le régime varie.
Les charges partielles s'effectuent à pression et débit variables suivant une courbe unique dans le diagramme de chaque compresseur choisie dans les zones de bons rendements. Le taux massique d'EGR est alors réglé par sa température.
Quand la puissance d'un mode devient insuffisante l'invention prévoit d'activer la géométrie variable pour augmenter soit pour passer à un autre mode à géométrie fixe soit pour serrer le by-pass EGR pour augmenter la pression P3. A titre d'exemple, l'objectif que permet d'atteindre l'invention pourrait se résumer comme suit pour un moteur diesel dépollué actuel :
- le ralenti est à 700 t/mn,
- l'embrayage se fait à 1000 t/mn,
5 - le couple maximal est disponible entre 1200 t/mn et 3400 t/mn,
- la puissance maximale est disponible entre 3400 t/mn et 5000 t/mn,
- les pressions d'admission et d'échappement sont limitées à 4,5 bars, 0 - le taux massique d'EGR dans le domaine dépollué est de 40% à 1200 t/mn et supérieur à 50% entre 1400 et 5000 t/mn.
La description énumère maintenant les principes de l'invention et des exemples de mise en œuvre en se référant aux figures ci après :
Fig 1 : schémas fonctionnels A, B, C de la structure d'alimentation du 5 moteur,
Fig 2 diagrammes régime/volume des transferts par calage variable des soupapes et variation limitée de la géométrie des turbines dans un cas extrême où le couple maximal est disponible à 20% du régime maximal,
Fig 3 : diagramme d'exemples de modes d'exploitation de l'invention avec o (3A) et sans (3B) calage variable des soupapes dans le cas extrême de la figure 2, Fig 4 : Position des cycles à EGR chaud dans le diagramme 11 S, Fig 5 : exemple de structure d'alimentation d'un moteur à 4 temps à calage fixe des soupapes,
Fig 6 : exemple de structure d'alimentation d'un moteur à 2 temps à 5 calage variable des soupapes et collecteur d'échappement unique,
Fig 7 : exemple de structure d'alimentation d'un moteur à 2 temps à calage variable des soupapes et à deux collecteurs d'échappement, Fig 8 : schéma de fonctionnement de la waste gâte double, Fig 9 : diagramme d'adaptation des compresseurs pour le calage fixe des o soupapes, Fig 10 : diagramme d'adaptation des compresseurs pour le calage variable des soupapes,
Fig 11 : deux exemples de chapelle d'admission directive (A et B) pour mélanger les gaz introduits et les gaz résiduels ainsi que pour organiser le balayage du cycle à deux temps.
1. L'invention a pour objet un moteur alternatif utilisé entre un régime de rotation minimum Nmin et un régime maximum Nmax, qui comporte un groupe de turbocompression dimensionné pour être en fonctionnement autonome quand : > Il alimente en air le collecteur d'admission du moteur via un réfrigérant
> Il est alimenté en gaz par le collecteur d'échappement du moteur
> La pression d'alimentation turbine P3 est sensiblement égale à la pression de refoulement compresseur P2.
Il est connu que dans ces conditions, à température d'air constante et à géométrie fixe, la turbocompression délivre un volume d'air refroidi Vc sensiblement constant quand la pression varie.
Il est aussi connu que le volume Vc est sensiblement proportionnel à la section débitante de turbine Sd offerte aux gaz chauds.
Ce moteur est caractérisé par le fait que la pression turbine P3 est maintenue sensiblement égale à la pression compresseur par un by-pass entre le collecteur d'admission et le collecteur d'échappement dimensionné pour transférer le débit de gaz d'échappement vers le collecteur d'admission sans perte de charge significative, et le volume d'air Vc est inférieur au volume aspiré par le moteur au régime Nmax de telle sorte qu'un débit de gaz chauds est réaspiré par le moteur via le by-pass au-dessus du régime Na où le volume aspiré est égal à Vc, et un débit d'air est détourné vers la turbine au-dessous du régime Na.
Dans la suite le bypass entre les collecteurs sera nommé conduit EGR et le régime Na régime d'adaptation de la turbocompression. 2. Le moteur selon 1. ci-dessus peut prévoir que le by-pass ou conduit
EGR comporte une vanne EGR permettant d'augmenter la pression turbine au-dessus de la pression compresseur.
3. Le moteur selon 1. ci-dessus peut prévoir que le groupe de turbocompression comporte une vanne d'admission située sur le conduit de refoulement de l'air comprimé permettant d'augmenter la pression compresseur au-dessus de la pression turbine.
4. De façon avantageuse, le moteur selon 1. peut prévoir que le conduit EGR comporte un réfrigérant de gaz à température réglable, de préférence jusqu'à une température voisine de celle de l'air frais.
5. Le moteur selon 2. ci-dessus peut prévoir que le réglage de la température s'effectue en pilotant un bypass du réfrigérant.
Ce principe général se réfère à la figure 1.
6. Un procédé d'alimentation d'un moteur selon 4. ci-dessus peut prévoir que la température EGR est pilotée pour créer l'excès d'air désiré pour la combustion dans le moteur.
7. Ce procédé d'alimentation selon 6. peut notamment être caractérisé par le fait que la température EGR est pilotée pour que la masse de gaz recyclés reste sensiblement égale à la masse de l'air frais jusqu'au régime où cette température rejoint la température d'échappement. Au delà de ce régime la masse recyclée devient supérieure à la masse de l'air frais.
8. Ce procédé d'alimentation selon 6 peut aussi être caractérisé par le fait que le réfrigérant d'air est totalement bypassé quand le moteur ne délivre pas de puissance propulsive. 9. Ce procédé d'alimentation selon 8 peut notamment être caractérisé par le fait que pour le démarrage à froid et le fonctionnement au ralenti le réglage des vannes de turbine (6 et 7) et/ou le calage des soupapes est réglé pour que l'excès d'air de combustion soit minimal pour le niveau de dépollution désiré. Ces procédés concernent les différents modes de pilotage du bypass
EGR selon qu'on veut optimiser la fumée, les NOX, le bruit ou la capacité de reprise du moteur.
10. Le moteur selon 1. ou 4. ci-dessus peut être en outre caractérisé par le fait que le régime d'adaptation Na est sensiblement égal à Nmin/2 pour que le volume de gaz recyclés soit au moins égal à celui de l'air frais, et la température minimale des gaz recyclés est, de préférence, voisine de la température de l'air frais afin que la masse des gaz recyclés soit au moins égale à celle de l'air frais au régime minimal utilisé N min pour dépolluer tout le domaine d'utilisation du moteur. 11. Le moteur selon 1. peut également être caractérisé par le fait que le groupe de turbocompression comporte un turbocompresseur basse pression BP et un compresseur haute pression HP dont les compresseurs travaillent en série avec, de préférence, une réfrigération de l'air entre les compresseurs et la section débitante d'échappement Sd peut être réglée entre un minimum Sd min et un maximum Sd max par l'un ou une combinaison des moyens suivants :
- réglage de la section variable du distributeur de gaz des turbines,
- ouverture d'un by-pass entre l'entrée et la sortie des turbines, - passage d'une configuration série à une configuration parallèle des turbines.
Le régime d'adaptation de la turbocompression Na devient ainsi réglable, de manière continue ou discontinue, entre deux valeurs Na min et
Na max. Dans la suite, un by-pass entre l'entrée et la sortie d'une turbine sera nommé waste gâte.
Cette structure se réfère à la figure 5.
12. Le moteur selon 11. ci-dessus peut encore être caractérisé par le fait que la section minimale débitante Sd min offerte aux gaz est constituée par les deux turbines montées en série en fermeture maximale si leur distributeur est variable et toutes waste gâte fermées s'il en existe.
Ces procédés concernent tous les modes choisis pour décrire l'invention.
13. Le moteur selon 12. peut être agencé qu'il fonctionne sur un cycle à 4 temps et que le calage des soupapes soit fixe.
14. Le moteur selon 13. peut en outre être caractérisé par le fait que la section débitante maximale Sd max offerte aux gaz est constituée par deux turbines à distributeurs fixes montées en parallèle.
Pour passer les turbines de la configuration série à la configuration parallèle des moyens permettent d'effectuer successivement les manœuvres suivantes :
- ouverture partielle progressive de la waste gâte HP - ouverture partielle progressive et simultanée des waste gâte HP et BP
- simultanément et rapidement : ouverture totale de la waste gâte HP, fermeture totale de la waste gâte BP, mise en communication de la sortie de
5 la turbine HP avec la sortie de la turbine BP
15. Le moteur selon 13. peut aussi être caractérisé par le fait que la section débitante maximale Sd max offerte aux gaz est constituée par une turbine BP à distributeur fixe et une turbine HP à distributeur variable montées en parallèle, le distributeur HP étant en pleine ouverture. 0 Pour passer les turbines de la configuration série à la configuration parallèle des moyens permettent d'effectuer successivement les manœuvres suivantes :
- ouverture progressive du distributeur de la turbine HP,
- ouverture partielle progressive de la waste gâte BP 5 - simultanément et rapidement : fermeture totale de la waste gâte BP et mise en communication de la sortie de la turbine HP avec la sortie de la turbine BP
Ces procédés concernent le mode désigné ci-après A4.
16. Un procédé d'alimentation d'un moteur selon 2., 3. ou 11. 0 ci-dessus peut en outre être caractérisé par le fait que pour limiter la fréquence des changements de configuration, on immobilise la géométrie pour un type de conduite qui met en œuvre une plage limitée de puissance, par exemple la configuration série pour la conduite en ville et la configuration parallèle pour la conduite sur route, les seuils de puissance correspondant à 5 chaque configuration peuvent être franchis pour des manœuvres de courtes durées, telles les accélérations, les dépassements, les pointes de vitesse, etc.
Le franchissement des seuils peut se faire comme suit :
- par fermeture de la vanne EGR si la pression dans le collecteur o d'échappement peut être augmentée. - par ouverture d'une ou deux waste gâte si la température d'échappement peut être augmentée.
- par fermeture de la vanne d'admission si la pression maximale de cycle est atteinte ou si les compresseurs sont près de leur débit maximal. Ce procédé concerne les modes désignés A1.1 , A2, A3, B2, B4, C3,
D3.
17. Un moteur selon 14. peut être aussi caractérisé par le fait que la waste gâte BP comporte un deuxième siège pour effectuer simultanément la fermeture du bypass entré / sortie turbine PB et la mise en communication sortie turbine HP sortie turbine BP.
Ce procédé concerne le mode A4 ci-après.
18. Un moteur selon 14. peut être aussi caractérisé par le fait que les deux waste gâte sont concentriques et comportent des butées de telle sorte que leurs mouvements simultanés soient actionnés par l'une d'elles et communiqués à l'autre par lesdites butées. Cette structure se réfère à la figure 8.
19. Le moteur selon 13. ci-dessus peut être caractérisé par le fait que la section débitante maximale Sd max est constituée par deux turbines à distributeurs variables en pleine ouverture montées en série, et les distributeurs sont ouverts simultanément pour maintenir la pression d'admission à sa valeur maximale de consigne sur la courbe pleine charge.
Cette solution très onéreuse n'a pas été retenue comme exemple. Elle peut néanmoins se substituer à tous les modes présentés.
20. Un moteur selon 12. ci-dessus peut aussi être caractérisé par le fait que le calage des soupapes peut être piloté pour déplacer la fermeture du cylindre entre le voisinage du PMB et la mi course du piston, la section débitante Sd maximale est constituée par la turbine HP en configuration série distributeur en pleine ouverture s'il est variable, waste gâte HP en pleine ouverture dans le cas contraire et les turbines sont dimensionnées pour permettre aux compresseurs d'atteindre simultanément leurs rapports de pression maximaux.
Ceci concerne les modes B, C, et D ci-après.
21. Un procédé d'alimentation d'un moteur selon 20. ci-dessus peut être caractérisé par le fait que la courbe de pleine charge en fonction du régime est exécutée comme suit : de Nmin à 2 Nmin la fermeture d'admission Fa passe du PMB (point mort bas) à environ 90 dv après le PMB de façon à maintenir la pression de cycle sous sa valeur de consigne. Le distributeur ou la waste gâte HP sont fermés, de 2 Nmin à environ 3 Nmin le distributeur HP ou la waste gâte HP sont ouverts et éventuellement la waste gâte BP, pour maintenir la pression d'admission à sa valeur maximale de consigne, FA est maintenue à 90 dv (degrés vilebrequin) après le PMB, de 3 Nmin à Nmax le débit global de carburant est maintenu constant pour maintenir la pression d'admission à sa valeur limite, à charge partielle le calage de FA sera piloté suivant une cartographie mémorisée par le calculateur de contrôle moteur.
Ce procédé décrit par la Figure 2 concerne les modes B1 , C2, D2 ci-après.
22. Un moteur selon 12. ci-dessus peut être caractérisé par le fait que il fonctionne sur le cycle à 2 temps, les orifices d'admission sont fermés par des soupapes, les orifices d'échappement sont fermés par des soupapes et communiquent avec un seul collecteur d'échappement, la phase de recyclage externe précède le balayage, le calage des soupapes peut être piloté pour déplacer la fermeture du cylindre entre le voisinage du PMB et la mi-course du piston, la section débitante Sd maximale est constituée par la turbine HP en configuration série distributeur en pleine ouverture s'il est variable , waste gâte HP en pleine ouverture dans le cas contraire, les turbines sont dimensionnées pour permettre aux compresseurs d'atteindre simultanément leurs rapports de pression maximaux, la vanne EGR est remplacée par un clapet anti-retour ou une diode aérodynamique obturable. 23. Un procédé d'alimentation d'un moteur selon 22. ci-dessus peut être caractérisé par le fait que la courbe de pleine charge en fonction du régime est exécutée comme suit :
- de Nmin à 2 Nmin la fermeture du cylindre passe du PMB à environ 90 dv après le PMB de façon à maintenir la pression de cycle à sa valeur de consigne.
- le distributeur ou la waste gâte HP sont fermés.
- de 2 Nmin à environ 3 Nmin le distributeur HP ou la waste gâte HP sont ouverts et éventuellement la waste gâte BP, pour maintenir la pression d'admission à sa valeur maximale de consigne. FA est maintenue à 90 dv après le PMB.
- de 3 Nmin à Nmax le débit global de carburant est maintenu constant pour maintenir la pression d'admission à sa valeur limite.
Pour maximiser l'EGR externe refroidi, les charges partielles dépolluées peuvent être exécutées comme suit :
- le cylindre reste fermé au voisinage du PMB et les turbines restent en configuration fermée jusqu'à la P2 limite pour ce calage.
- les turbines sont ensuite ouvertes pour maintenir P2 à sa valeur limite. - la diode aérodynamique quand le débit de recyclage externe s'annule.
Ce procédé se réfère à la figure 6 et concerne les modes C ci-après.
24. Un moteur selon 12. ci-dessus peut être caractérisé par le fait que :
- il fonctionne sur le cycle à 2 temps, - il comporte deux orifices d'échappement par cylindre, fermés par des, soupapes, qui communiquent respectivement avec un collecteur d'échappement relié à la turbine et un collecteur d'échappement relié au conduit EGR et/ou à la turbine via une vanne distributrice pilotée, - le calage de la soupape affectée à l'EGR peut être piloté pour déplacer la fermeture du cylindre entre le voisinage du PMB et la mi-course du piston,
- la phase de recyclage externe précède la balayage quand le cylindre se ferme au voisinage du PMB et le suit quand le cylindre se ferme à mi- course du piston,
- la section débitante Sd maximale est constituée par la turbine HP en configuration série distributeur en pleine ouverture s'il est variable, waste gâte HP en pleine ouverture dans le cas contraire, - les turbines sont dimensionnées pour permettre aux compresseurs d'atteindre simultanément leurs rapports de pression maximaux,
- la vanne EGR est remplacée par un clapet anti-retour ou une diode aérodynamique obturable.
25. Le procédé d'alimentation d'un moteur selon 24. ci-dessus peut être caractérisé par le fait que la pression P2 est inférieure à la limite autorisée pour ce calage, la vanne distributrice est en position recyclage, le cylindre est fermé au voisinage du PMB, le distributeur ou la waste gâte HP sont fermés, la pression atteint la valeur limite autorisée pour ce calage, la fermeture du cylindre est déplacée à la mi-course du piston pour sensiblement doubler la P2 limite autorisée, la vanne distributrice reste en position recyclage, le distributeur ou la waste gâte HP restent fermés, la pression P2 atteint la nouvelle limite autorisée pour ce nouveau calage, la vanne distributrice bloque le recyclage, le distributeur ou la waste gâte HP s'ouvrent pour maintenir la P2 à sa nouvelle limite autorisée, la transition peut se faire progressivement dans les deux sens ou rapidement avec un hystérésis .
Ce procédé se réfère à la figure 7 et concerne les modes D ci-après.
26. Le procédé selon l'un des modes précédents peut en outre être caractérisé par le fait qu'à pleine charge la géométrie variable est pilotée pour maintenir un paramètre à sa valeur limite de consigne, à charge partielle la géométrie variable est pilotée pour optimiser la dépollution et/ou les performances selon une cartographie mémorisée dans le calculateur de contrôle moteur.
27. Un moteur selon 1. ci-dessus comportant une culasse plane porteuse de soupapes dont les faces coté chambre sont coplanaires avec la culasse et sensiblement tangentes au cylindre peut être caractérisé par le fait que la ou les pipes d'admission se terminent par une tuyère oblongue définie par un demi cylindre supérieur s'appuyant sur le bord supérieur du siège conique et tangeant à ce dernier le long de sa génératrice située dans un plan sensiblement perpendiculaire au plan passant par l'axe du siège et par l'axe du cylindre et par un cylindre inférieur couvrant la moitié de la tête de soupape opposée à ladite génératrice.
Les tuyères seront par ailleurs orientées pour créer une vitesse tangentielle dans le même sens. L'angle des sièges sont choisis pour optimiser la stratification de la charge comburante.
28. Un moteur selon 1. comportant une culasse plane porteuse de soupapes dont les faces coté chambre sont coplanaires avec la culasse et sensiblement tangentes au cylindre peut aussi être caractérisé par le fait que la portée d'étanchéité conique des soupapes d'admission se prolonge vers le piston par une partie cylindrique de hauteur légèrement supérieure à la levée des dites soupapes, que les sièges coniques des dites soupapes sont disposés au fond de logements cylindriques aménagés dans la culasse pour recevoir lesdites parties cylindriques desdites soupapes de telle sorte que la face inférieure plane des soupapes soient dans le plan de la culasse quand elles reposent sur leurs sièges, le jeu entre les logements et les soupapes étant minimal, que des évidements sont pratiqués dans la culasse qui ne dépassent pas les frontières suivantes : - deux portions cylindriques concentriques à l'alésage et tangentes extérieurement et intérieurement à I'évidement cylindrique de chaque soupape,
- une surface conique prolongeant le demi-siège de la soupape délimité par un plan passant par son axe et l'axe du cylindre,
- les évidements seront par ailleurs orientés pour créer une vitesse tangentielle dans le même sens,
- l'angle des sièges est choisi pour optimiser la stratification de la charge comburante. 29. Un moteur selon 27. ou 28. ci-dessus peut être caractérisé par le fait qu'il comporte deux soupapes d'admission diamétralement opposées.
Ces structures décrites sur la figure 11 concernent les modes où des gaz brûlés résiduels sont retenus dans le cylindre.
30. Un moteur selon 1. peut être caractérisé par le fait qu'une fraction des gaz recyclés est retenue dans le cylindre à la fermeture de ce dernier, les gaz frais sont introduits par des conduits d'admission directifs dans le but d'organiser une stratification des températures et des concentrations dans la chambre au point mort haut combustion, le carburant est vaporisé dans les gaz frais. Une solution avantageuse pour une stratification radiale consiste à confiner la combustion dans un bol central de petit diamètre qui se remplit des gaz chauds concentrés au centre du cylindre pendant la compression alors que le mélange carburé d'air frais est centrifugé dans l'espace périphérique entre le piston et la culasse jusqu'au début de son transfert dans le bol. Si la richesse du mélange carburé se situe entre 60 et 70%, la flamme initiée au contact des gaz chauds présents dans le bol ne se propagera pas vers les gaz frais périphériques mais se développera par mélange turbulent avec les gaz chauds déjà présents dans le bol. L'excès d'air présent en tous points de la chambre garantit une combustion complète sans NOX ni particules.La couche d'air carburé restée dans le jeu entre le piston et la culasse qui ne participe pas à la combustion dans le bol sera brûlée en début de détente ou au cycle suivant.Les gaz recirculés servent dans ce cas à initier et à entretenir la combustion d'un mélange pauvre pendant son transfert turbulent dans le bol de combustion. L'allumage initial peut être assuré par une étincelle électrique.
31. Un tel moteur selon 30. peut être en outre caractérisé par le fait que le carburant est introduit dans l'air pur entre le compresseur et le mélangeur d'EGR externe.
32. Un moteur selon 30. peut aussi être caractérisé par le fait que le carburant est introduit dans le mélange entre l'air pur et l'EGR externe.
33. Un moteur selon 30. peut aussi être caractérisé par le fait que le point d'allumage est piloté par le calage des soupapes à la fermeture du cylindre.
34. Un moteur selon 30. peut aussi être caractérisé par le fait que le point d'allumage est piloté par la température de l'EGR externe.
35. Un moteur selon 30. peut aussi être caractérisé par le fait que le premier allumage est commandé électriquement ou est déclenché spontanément par l'injection du carburant à haute pression au point mort haut. 36. Un moteur selon 30. peut encore être caractérisé par le fait que la chambre de travail des gaz présente une géométrie de révolution autour de l'axe du cylindre, la stratification présente une géométrie de révolution autour de l'axe du cylindre créée par l'orientation des orifices d'admission, la température de la charge comburante augmente entre la périphérie et l'axe pour que l'autoallumage se propage du centre vers la périphérie.
37. Un moteur selon 36. peut être en outre caractérisé par le fait que le profil méridien de la chambre de combustion est choisi pour optimiser le taux de dégagement d'énergie par la progressivité des surfaces isothermes de la charge réactive. Ces procédés concernent essentiellement les moteurs à calage variable des soupapes et particulièrement les cycles à 2 temps.
On se réfère maintenant au schéma A de la figure 1 qui décrit le schéma fonctionnel de la structure d'alimentation du moteur. Le moteur 1 , utilisé entre un régime minimal Nmin et un régime maximal Nmax, est alimenté en gaz à la température Tadm et à la pression Padm par un collecteur d'admission 8.
Après la combustion, il les rejette à la température T3 et à la pression P3 dans un collecteur d'échappement 9. Les collecteurs 8 et 9 sont reliés entre eux par un conduit de recyclage
3, dimensionné pour pouvoir bypasser tous les gaz brûlés rejetés par le moteur sans pertes de charge significatives.
Le conduit de recyclage 3 comporte un réfrigérant de gaz 4, du type gaz/eau par exemple, pour pouvoir refroidir les gaz brûlés recyclés EGR jusqu'à une température Tegr réglable entre T3 et une température minimale de préférence voisine de la température de l'eau de refroidissement.
Le réglage de la température pourra avantageusement s'effectuer en pilotant un bypass du réfrigérant.
Dans ce cas on peut avantageusement utiliser un by-pass court- circuitant tout ou partie de l'échangeur réfrigérant 4, comme représenté sur le schéma B de la figure 1.
Le conduit EGR 3 comporte une vanne 6 située en amont ou en aval du réfrigérant 4. et nommée vanne EGR.
Le conduit EGR 3 est de préférence relié au collecteur d'admission 8 via un mélangeur 5 pour homogénéiser la charge comburante aspirée par le moteur.
Une vanne d'admission (7) peut être prévue sur le refoulement compresseur pour augmenter la pression compression au-dessus de la pression turbine. L'ensemble constitué par le moteur 1 et le conduit 3 est alimenté en air frais à la pression P2 refroidi à la température T2 par un groupe de turbocompression 2, de préférence via le mélangeur 5.
Le groupe de turbocompression est actionné par les gaz émis par l'ensemble 1 et 3 à la pression P3 et à la température T3.
Le groupe de turbocompression 2 peut comporter un, ou de préférence, deux turbocompresseurs à géométrie fixe ou variable, un, ou de préférence, deux réfrigérants d'air, une ou plusieurs vannes de décharge nommées waste gâte et une vanne d'admission 7 pour piloter la pression P2 située en amont ou en aval du dernier réfrigérant d'air.
Le groupe 2 est alimenté en air atmosphérique par un filtre à air et refoule ses gaz dans une ligne d'échappement qui peut comporter des post traitements et silencieux générateurs de perte de charge.
Pour illustrer le potentiel de dépollution de l'invention on se réfère maintenant à la fig 2.
Ce diagramme décrit la courbe pleine charge d'un moteur extrême totalement dépollué qui présente son couple maximal à 20% de son régime maximal.
La turbocompression en configuration série est donc adaptée à la moitié de cette valeur, soit 0,1 Nmax
Les compresseurs délivrent une pression P2 maximale de 9 bars.
La section débitante Sd des turbines varie seulement de 1 à 1 ,5.
Le moteur est doté d'un calage variable des soupapes qui permet de piloter la fermeture du cylindre entre le PMB où la pression P2 est limitée à 4,5 bars et la mi-course du piston à 90 dv après le PMB où P2 est limitée à 9 bars.
L'unité de volume de ce diagramme est égale à la cylindrée et l'unité de régime le régime maximal.
Toutes les courbes représentent les volumes de gaz présents dans le cylindre à sa fermeture sauf la courbe C qui représente les variations du volume Vc total d'air refroidi délivré par le groupe 2 sans tenir compte des unités. Il faut comprendre que ce débit volume est constant jusqu'à 0,4 Nmax, puis croit linéairement de 50% entre 0,4 et 0,6 Nmax pour rester à cette valeur jusqu'à Nmax. 5 Sur ce diagramme où l'unité de volume est la cylindrée, Vc est donc piloté de 0,1 à 0,15 Nmax pour un moteur à deux temps et de 0,05 à 0,075 Nmax pour un moteur à 4 temps, quand le régime passe de 0,4 à 0,6 Nmax.
On décrit d'abord les modes de fonctionnement préférés ou la vanne 6 et la vanne 7 sont en pleine ouverture et où Sd (section débitante offerte aux 0 gaz à l'échappement) est fixée à sa valeur minimale.
La pression entrée turbine P3 est dans ces conditions sensiblement égale à la pression sortie compresseur P2.
Quand P3 dépasse 2 bars, le débit sonique qui traverse les turbines est proportionnel à P3 et inversement proportionnel à la racine de T3 qui 5 varie peu en fonction de P3.
L'ensemble constitué par le moteur 1 et le conduit 3 est alimenté en air frais à la pression P2 refroidi à la température T2 par un groupe de turbocompression 2, de préférence via le mélangeur 5.
Le groupe de turbocompression est actionné par les gaz émis par o l'ensemble 1 et 3 à la pression P3 et à la température T3.
Le groupe de turbocompression 2 peut comporter un ou de préférence deux turbocompresseurs à géométrie fixe ou variable, un ou de préférence deux réfrigérants d'air, une ou plusieurs vannes de décharge nommées waste gâte et une vanne d'admission 7 pour piloter la pression P2 située en amont 5 ou en aval du dernier réfrigérant d'air.
Le groupe 2 est alimenté en air atmosphérique par un filtre à air et refoule ses gaz dans une ligne d'échappement qui peut comporter des post traitements et silencieux générateurs de perte de charge.
Pour illustrer le potentiel de dépollution de l'invention on se réfère o maintenant à la fig 2. Ce diagramme décrit la courbe pleine charge d'un moteur extrême totalement dépollué qui présente son couple maximal à 20% de son régime maximal (Nmax).
La turbocompression en configuration série est donc adaptée à 0,1 Nmax.
Les compresseurs délivrent une pression P2 maximale de 9 bars.
La section débitante Sd des turbines varie seulement de 1 à 1 ,5.
Le moteur est doté d'un calage variable des soupapes qui permet de piloter la fermeture du cylindre entre le PMB où la pression P2 est limitée à 4,5 bars et la mi-course du piston à 90 dv après le PMB où P2 est limitée à 9 bars.
L'unité de volume de ce diagramme est égale à la cylindrée et l'unité de régime le régime maximal.
Toutes les courbes représentent les volumes de gaz présents dans le cylindre à sa fermeture sauf la courbe C qui représente le volume Vc total d'air refroidi délivré par le groupe 2.
Sur ce diagramme,Vc est donc piloté de 0,1 à 0,15 Nmax pour un moteur à deux temps et de 0,05 à 0,075 Nmax pour un moteur à 4 temps, quand le régime passe de 0,4 à 0,6 Nmax. On décrit d'abord les modes de fonctionnement préférés ou la vanne 6 et la vanne 7 sont en pleine ouverture et où Sd (section débitante offerte aux gaz à l'échappement) est fixée à sa valeur minimale.
La pression entrée turbine P3 est dans ces conditions sensiblement égale à la pression sortie compresseur P2. Quand P3 dépasse 2 bars, le débit sonique qui traverse les turbines est proportionnel à P3 et inversement proportionnel à la racine de T3 qui varie peu en fonction de P3.
Si T2 est de plus maintenue constante par le réfrigérant d'air, le volume d'air refroidi Vc délivré par le groupe 2 est sensiblement constant quand P2 varie. Ce volume est d'autre part proportionnel à la section débitante Sd offerte aux gaz qui se détendent dans le groupe de turbocompression 2.
Quand le régime augmente, la fraction de ce volume retenue dans le cylindre (courbe D) diminue inversement proportionnellement. Les calculs montrent par ailleurs que le débit massique d'air frais est sensiblement proportionnel au débit de carburant brûlé dans le moteur, lui même proportionnel au régime quand la charge est constante.
Le volume d'air frais retenu dans le cylindre est donc inversement proportionnel au régime alors que la pression P2 de cet air lui est proportionnelle. Il en résulte le fait remarquable que la masse d'air frais retenue par cycle est indépendante du régime et ne dépend que du débit de carburant. La combustion s'effectue ainsi à richesse sensiblement constante.
Ceci est une conséquence de la stabilité de T3 imposée au moteur par ce type de turbocompression. Le couple maximal devant être atteint à 0,2 Nmax, le volume trappe
(courbe A) vaut 1 et le cran de carburant maximal est atteint à ce régime minimum d'utilisation où P2 (courbe B) a atteint la valeur limite de 4,5 bars pour ce volume trappe.
Le volume d'air frais retenu dans le cylindre (courbe D) est alors la moitié du volume trappe, la différence étant occupée par I' EGR refroidi à la température T2 pour réaliser un taux de recyclage massique de 50%.
Quand N passe de 0,2 à 0,4 Nmax à plein cran de carburant, P2 passe de 4,5 bars à 9 bars. Pour respecter la pression maximale du cycle, le calage doit être simultanément modifié pour amener le volume trappe à 0,5 pour N = 0,4 Nmax. Le volume d'air frais retenu ayant subi la même réduction de moitié le taux massique d'EGR est resté stable à 50%.
Quand N passe de 0,4 à 0,6 Nmax, P2 reste à sa limite 9 bars, le volume trappe reste à son minimum 0,5, la géométrie variable du groupe de turbocompression prend alors le relais du calage variable des soupapes pour augmenter de 50% le volume d'air frais Vc et donc son débit massique. La masse d'air frais brûlée par cycle (courbe E) est donc restée constante entre 0,2 et 0,6 Nmax, plage où le couple maximal a été disponible.
Entre 0,6 Nmax et Nmax le couple décroît à puissance constante et la température d'EGR doit être augmentée pour limiter le taux massique d'EGR à 50%.
La totalité du domaine d'utilisation du moteur est ainsi dépollué par un taux massique d'EGR de 50%.
On se réfère maintenant à la figure 3 qui compare dans le champ PME/régime (la PME est la pression moyenne efficace du moteur) : les modes de fonctionnement précédents où on partage l'adaptation géométrique entre le moteur et les turbomachines en exploitant successivement le calage variable des soupapes pour moduler le volume Vm aspiré par le moteur et la section turbine pour moduler le volume Vc délivré par le compresseur et les modes de fonctionnement à calage fixe des soupapes où la totalité de l'adaptation géométrique s'effectue par la section turbine Sd.
On voit que chaque configuration géométrique permet d'atteindre toutes les PME et tous les régimes situés sous l'hyperbole de puissance constante correspondant au débit d'air maximal dans sa configuration.
Ces hyperboles sont aussi des courbes à P2 constante maximale dans la configuration.
Il est donc judicieux de choisir P2 comme paramètre pour piloter la géométrie.
Par exemple dans le diagramme 3 A, si la puissance maximale est Wmax, on peut choisir 3 modes de fonctionnement dépollué. W < 0,33 Wmax qui correspond à la conduite en ville :
Le calage des soupapes et la géométrie turbine restent fixes pour les transitoires rapides de la conduite urbaine.
Seule la température EGR est régulée à haut régime.
P2 varie avec la puissance jusqu'à 4,5 bars. 0,33 Wmax < W < 0,67 Wmax qui correspond à la conduite sur route : la géométrie des turbines reste fixe, le calage des soupapes est programmé en fonction de P2, la température EGR est régulée à haut régime, P2 varie de 4,5 à 9 bars. 0,67 Wmax < W < Wmax qui correspond à la conduite sur autoroute : le calage des soupapes s'immobilise, une waste gâte ou un distributeur s'ouvre pour limiter P2 à 9 bars, la température EGR est régulée à haut régime, P2 reste constante à 9 bars.
Le diagramme 3B montre les 2 modes possibles sans aucune géométrie variable grâce aux configurations série et parallèle de deux turbines:
W < 0,33 Wmax qui correspond à la conduite en ville dépolluée : les turbines sont en configuration série, la géométrie turbine reste fixe pour les transitoires rapides de la conduite urbaine, seule la température EGR est régulée à haut régime, P2 varie avec la puissance jusqu'à 4,5 bars.
0,33 Wmax < W < Wmax qui correspond à la conduite sur autoroute partiellement dépolluée : les turbines sont en configuration parallèle, la géométrie des turbines reste fixe, la température EGR est régulée à haut régime, P2 varie jusqu'à 4,5 bars. Le passage d'une configuration à l'autre est exposé plus en détail ci-après :
On se réfère maintenant à la figure 5 qui décrit une structure bien adaptée aux moteurs actuels à calage fixe des soupapes qui comporte :
> Un petit turbocompresseur haute pression (HP) à géométrie fixe ou variable 102, alimentant en air le collecteur d'admission à travers une vanne d'admission optionnelle 105 et, de préférence un réfrigérant d'air HP 108 pour réduire le volume d'air admis dans le moteur. La turbine HP est toujours alimentée par les gaz issus du collecteur d'échappement du moteur qu'elle rejette dans un conduit 111 pouvant communiquer avec l'entrée et la sortie de la turbine BP ainsi qu'avec le collecteur d'échappement.
> Un grand turbocompresseur basse pression (BP) à géométrie fixe 101 , alimentant en air le compresseur HP, de préférence à travers un réfrigérant d'air BP 107 pour réduire le travail du compresseur HP. La turbine BP est alimentée par le conduit 111.
> Une waste gâte double 103 comprenant une waste gâte HP et une waste gâte BP, par exemple coaxiales pour être entraînées ensemble, pilotée pour passer de la configuration série à la configuration parallèle en passant le cas échéant par une configuration série/parallèle qui peut être actionnée pneumatiquement par la pression des compresseurs pour les manœuvres rapides et par un actuateur hydraulique ou électrique pour les régulations fines.
> Un conduit de recirculation des gaz brûlés reliant le collecteur d'échappement au collecteur d'admission à travers un réfrigérant de gaz 109. Ce conduit est muni d'une vanne EGR pilotée 105 à sa jonction avec le collecteur d'échappement et d'un bypass du réfrigérant régulé par un volet distributeur piloté 106. Le mélange comburant est homogénéisé par le mélangeur 110 situé en amont ou dans le collecteur d'admission.
> Les gaz chauds se mélangent aux gaz froids par la cloison perforée du tube mélangeur 110. Le mélange obtenu se mélange ensuite à l'air frais dans la paroi perforée du tube mélangeur.
Les compresseurs sont dimensionnés pour pouvoir délivrer à la pression 4,5 bars le volume d'air refroidi aspiré par le moteur entre 700 et 2100 t/mn.
La turbine HP est dimensionnée pour recevoir, en mode série, les gaz à 4,5 bars émis par le moteur quand il tourne à 700 t/mn et qu'il est alimenté à 4,5 bars. La turbine BP a une capacité volumétrique telle que les deux turbines montées en série entraînent les compresseurs à leur débit volume minimum (700 t/mn 4,5 bars) et que montées en parallèle elles entraînent les compresseurs à leur débit volume correspondant à (2100 t/mn, 4,5 bars), ceci pour une pression d'alimentation de 4,5 bars et une température compatible avec une bonne combustion. Ces conditions sont remplies quand la capacité de la turbine se situe entre 1 ,5 et 2 fois celle de la turbine HP.
Cette première structure est bien adaptée aux moteurs actuels. Elle comporte des vannes de régulation dont le pilotage permet trois groupes de modes d'exploitation de deux turbocompresseurs selon que le moteur est équipé ou non d'une distribution à calage variable et qu'il fonctionne sur le cycle à 2 ou à 4 temps.
Quand le calage des soupapes est variable, la configuration parallèle n'est plus nécessaire. Dans la majorité des cas, un seul organe de régulation est actif à l'intérieur d'un mode et aucun mode ne prévoit plus de deux régulations simultanées.
Cette structure fonctionne comme suit :
Quand le calage des soupapes est fixe, les turbines travaillent en mode série dans le domaine dépollué des basses puissances et en mode parallèle dans le domaine des hautes puissances non soumis à la législation. La section Sd disponible pour l'évacuation de gaz passe environ de 1 à 3 entre ces deux modes. La fraction non évacuée des gaz émis par le moteur est réaspirée via le conduit de recyclage. En mode série les deux turbines sont traversées par la totalité du débit des compresseurs et la turbine HP délivre une puissance supérieure à celle de la turbine BP. Les rapports de pression des compresseurs sont fixés par ce rapport de puissance.
En mode parallèle chaque turbine reçoit une fraction du débit des compresseurs proportionnelle à sa section débitante. La turbine HP délivre alors une puissance inférieure à celle de la turbine BP qui conduit à un rapport de pression du compresseur HP inférieur à celui du BP. Un distributeur variable de la turbine HP permet une optimisation plus fine des rapports de pressions. Il est aussi possible de vanner l'admission dans la turbine BP pour augmenter le débit de gaz à travers la turbine HP.
La transition peut se faire instantanément dans la manœuvre rapide d'une waste gâte double 103 entre deux sièges d'étanchéité situés dans le conduit d'échappement 111 de la turbine HP, sans perte d'énergie par vannage des fluides. La transition s'accompagne d'une variation brutale des pressions de gaz et du régime des turbocompresseurs.
Ces discontinuités peuvent être éliminées par deux modes de transition mixtes série/ parallèle pilotés par la waste gâte double représentée sur la figure N°8.
Ces modes mixtes permettent aussi d'étendre considérablement le domaine dépollué.
L'invention s'appuie par ailleurs sur une stratégie originale de recirculation externe des gaz brûlés :
Les compresseurs travaillent toujours en série avec réfrigération de l'air en amont et en aval du compresseur haute pression. Par exemple, selon le schéma C de la figure 1 , le réfrigérant 4 est situé devant l'admission du cylindre, sur le conduit d'admission en aval du mélangeur 5. Dans l'exemple ci-après la pression délivrée par le groupe est limitée à 4,5 bars.
Le conduit de recyclage EGR est dimensionné pour créer une faible perte de charge, quand la vanne EGR est ouverte, afin de pouvoir imposer l'égalité de pression entre le collecteur d'admission et le collecteur d'échappement.
Cette solution réduit au minimum les pertes de transvasement en phase recyclée. Cette solution concentre les points de fonctionnement des compresseurs sur deux lignes OB et PC des diagrammes caractéristiques correspondant respectivement aux modes série et parallèle (Figures 9 et 10).
En mode mixte le cheminement dans les diagrammes est piloté par la waste gâte double et le distributeur variable de la turbine HP quand il existe, ainsi que par la vanne EGR.
Le conduit de recyclage comporte un réfrigérant gaz/eau et son by-pass piloté qui permet de régler la température d'EGR entre la température de l'air frais et la température d'échappement. Seule cette régulation cartographiée est active en modes parallèle et série, la vanne EGR restant en pleine ouverture.
Le réglage de la fraction by passée d'un réfrigérant gaz/eau dont les parois restent au voisinage de la température de l'eau permet une programmation précise de la température d'admission en fonction du régime, du taux d'injection et le cas échéant d'autres paramètres.
Une programmation a l'avantage d'éviter la mesure difficile d'une température qui varie rapidement, mesure nécessaire à une régulation bouclée.
Cette structure permet, de plus, le pilotage du rapport entre la pression sortie compresseurs P2 et la pression d'alimentation des turbines P3 :
P3 = P2 = Padmission Vannes 104 et 105 ouvertes
P3 > P2 = Padmission Vanne 104 partiellement fermée et vanne
105 ouverte
P3 = Padmission < P2 Vanne 104 ouverte et vanne 105 partiellement fermée
P3 > ou < P2 ; P3 et P2 > Padmission Vannes 104 et 105 partiellement fermées
On notera que toutes les configurations précédentes permettent un recyclage de gaz puisque P3 est toujours supérieure ou égale à Padmission. L'invention privilégie les modes où Padmission = P3 pour permettre un recyclage des gaz brûlés en minimisant les pertes de pompage.
La vanne EGR 104 n'est utilisée en cycle à 4 temps que pour étendre les modes ci-dessus pour de courtes durées et éviter la mise en action fréquente de la waste gâte double 103.
Le réglage P3 > P2 permet de compenser un manque de rendement des turbomachines au prix d'une augmentation des pertes par pompage.
On citera par exemple le régime transitoire entre le ralenti et l'embrayage, les accélérations en ville et les pointes de vitesse. De même la vanne d'admission n'est utilisée que pour améliorer le positionnement des compresseurs dans leurs diagrammes caractéristiques au voisinage de la puissance maximale ou réduire la pression maximale du cycle au prix d'une diminution du taux d'EGR.
L'essentiel de la conduite s'effectue donc vanne EGR et vanne d'admission bloquées en pleine ouverture.
Pour les moteurs à calage des soupapes fixe dont le couple maximal dépollué se situe à 25% du régime maximal, la plage de variation des sections débitantes est environ de 1 à 3. La pleine charge dépolluée s'effectue donc à couple constant jusqu'à 75% du régime maximal et à puissance constante entre 75% et 100%, ce qui convient parfaitement à la propulsion routière.
L'invention s'appuie aussi sur un nouveau positionnement des cycles à charge partielle dans le diagramme température entropie 11 S comme le montre la figure N°4 : Aux très faibles charges en aspiration atmosphérique, l'art actuel maximalise la masse comburante en réduisant sa température. Ces cycles situés à gauche du diagramme 11 S conduisent à des températures d'échappement trop basses pour amorcer la turbocompression qui ne s'installe qu'à partir d'une puissance minimale. Ceci rend difficile le passage du ralenti aux conditions de décollage du véhicule pendant l'embrayage où la quantité d'air est insuffisante pour fournir le couple désiré.
Quand la puissance augmente, le cycle se déplace vers la droite du diagramme T/ S pour se stabiliser au point d'équilibre turbine-compresseur.
La présente invention prévoit d'exécuter les très faibles charges et les régimes élevés à droite du diagramme T/ S en réaspirant des gaz brûlés chauds auxquels on ajoute la quantité d'air nécessaire pour la combustion.
Cette stratégie maintient un niveau de température d'échappement qui évite le refroidissement du collecteur d'échappement et des volutes de turbines au ralenti ou pendant les phases non propulsées, refroidissement qui retarde l'accélération des turbocompresseurs pendant les reprises ultérieures.
Elle améliore aussi l'efficacité de la dépollution catalytique. Elle permet enfin de réduire le taux de compression effectif.
Le fonctionnement sans charge en aspiration atmosphérique s'effectue à taux élevé d'EGR chaud pour maintenir le niveau thermique de la zone réactionnelle, des parois du conduit d'échappement et des post traitements catalytiques. Quand la charge augmente à partir du ralenti, la priorité est donnée à l'établissement de la turbocompression, le moteur se comportant comme un générateur de gaz chauds.
La vanne EGR peut être momentanément fermée pendant l'accélération des turbocompresseurs pour bénéficier d'une pression puisée et atteindre la phase turbocompressée au point d'embrayage sans EGR.
Après l'embrayage le taux et la température d'EGR reviennent au programme sélectionné pour la dépollution qui maintient de préférence le cycle sur la droite du diagramme 11 S pour minimiser le temps de réponse aux reprises. En effet, plus le régime des turbocompresseurs est élevé à charge partielle, plus l'excès d'air disponible pour la reprise est élevé.
On se réfère maintenant aux figures 3A, 3B ,9 et 10.
L'invention présente l'avantage de concentrer les points de fonctionnement des compresseurs sur des lignes de leurs diagrammes caractéristiques.
Le diagramme 3A décrit trois modes de fonctionnement en configuration série représentés dans le diagramme 10 :
- tous les points du mode ville sont sur le segment OA, - tous les points du mode route sont sur le segment AB,
- tous les points du mode autoroute sont sur le segment BC.
Les frontières à P2 constante entre les modes sont respectivement représentés par les points A, B et C où le régime aérodynamique des compresseurs est stationnaire. De même pour les diagrammes 3B et 9 :
- tous les points du mode ville sont sur OA,
- tous les points du mode route sont sur ABC,
- tous les points du mode autoroute sont sur PC.
Le débit d'air délivré à 4,5 bars par le groupe de compression dépend du positionnement des points de fonctionnement dans les diagrammes caractéristiques des compresseurs. Une bonne adaptation permet une variation de débit entre 1 et 3 environ. Une telle adaptation implique une gestion précise de la puissance de chaque turbine et de la section débitante offerte aux gaz d'échappement. Le débit des compresseurs est fixé par la section débitante du système d'échappement .Il dépend de la pression et de la température des gaz.
Afin de réduire au maximum les pertes par transfert, la présente invention prévoit de fonctionner majoritairement avec une pression d'echappent P3 égale à la pression d'admission P2. Les turbines sont donc alimentées à pression sensiblement constante. Cette relation impose, pour une géométrie fixe du système d'échappement, que les compresseurs fonctionnent sur une ligne unique de leurs diagrammes de fonctionnement.
L'agrément de conduite impliquant que le couple maximal dépollué soit disponible à 25% du régime maximal on voit que pour P2 = 4,5 bars, la plage de débit des compresseurs correspond à la plage de régime à couple maximum constant comprise entre 12,5% et 37,5% du régime maximal.
Entre 37,5% et 100% le moteur à pleine charge ne peut fonctionner qu'à débit d'air constant et donc à puissance constante. Avec un calage des soupapes fixe le moteur à 4 temps aspire un volume proportionnel au régime qui devient supérieur au double du volume délivré par les compresseurs au dessus de 25% du régime maximal.
On fait aussi référence à la demande de brevet WO 02/48510, déposée le 14 Décembre 2001 sous le N° PCT FRO1/04006 sous priorité française N° 0016422 du 15 Décembre 2000.
Cette demande prévoit de remplir ce volume excédentaire en détendant l'air comprimé par un laminage du flux d'air entre le groupe de compression et les cylindres.
Elle prévoit d'effectuer cette détente par laminage aux soupapes d'admission ou par fermeture précoce de ces dernières.
La présente invention prévoit de piloter cette détente par une vanne d'admission située à la sortie du groupe de compression pour pouvoir remplir d'air frais une fraction du volume excédentaire dans certaines conditions exceptionnelles de fonctionnement. Dans les conditions normales, la présente invention prévoit d'occuper le volume excédentaire par les gaz brûlés émis par le moteur via un conduit entre le collecteur d'échappement et le collecteur d'admission suffisamment perméable pour que le transfert s'opère sensiblement à P2 = P3. Le domaine dépollué s'étend donc sur toute la plage de régimes. La pression d'échappement étant fixée, le débit des compresseurs ne dépend que de la perméabilité du système d'échappement.
La présente invention prévoit plusieurs solutions suivant l'étendue de la plage à pression constante et la qualité des turbomachines utilisées. Dans l'ordre des plages croissantes on citera de façon non limitative les structures ci après :
1 ) Turbines en série avec waste gâte sur la turbine HP (1 à 1 ,8),
2) Turbines en série avec distributeur variable de la turbine HP (1 à 2),
3) Turbines en série/ parallèle avec waste gâte double entre les turbines (1 à 2,4),
4) Turbines en série avec distributeurs variables des turbines HP et BP (1 à 3),
5) Turbines en parallèle (1 à 3),
6) Turbines en série parallèle avec distributeur variable de la turbine HP (1 à
4). L'invention prévoit également d'étendre les plages ci-dessus d'environ
30% par vannage du conduit de recyclage si le collecteur d'échappement peut supporter une pression de 6 bars. Dans ces conditions P3 = 1 ,33 P2.
Cette extension n'est plus réaliste au dessus de 3, la plage de débit est essentiellement limitée par le rendement des compresseurs au débit maximal.
Pour les moteurs à calage fixe des soupapes, l'invention favorise les structures 3 et 6 qui inclut les structures 1 , 2 et 5.
La structure 3 bénéficie du bon rendement et de la simplicité des turbines à géométrie fixe. . La structure 6 permet une meilleure transition série/parallèle.
Le volume des gaz recyclés dépend du régime et de la section débitante du système d'échappement.
Au régime maximal les gaz recyclés occupent 87,5% de la cylindrée pour Sd minimale et 62,5% pour Sd maximale. Pour une température d'échappement de 990°K et une température d'air frais de 330°K les taux massiques d'EGR non refroidi correspondants sont respectivement de 70% et 37,5%.
Les températures correspondantes du mélange admis sont 518°C et 304°C.On voit donc que le taux de 50% à Sd maximale implique une réfrigération des gaz de 990°K à 550°K qui donne une température d'admission de 167°C après mélange.
La production de NOX diminue avec la concentration d'oxygène du mélange comburant. La présente invention prévoit de fonctionner majoritairement avec la concentration d'oxygène et la richesse qui donnent le meilleur compromis NOX-particules avec le post traitement utilisé. Il est donc nécessaire de piloter le taux massique et la température d'EGR suivant le meilleur compromis NOX particules mémorisé dans la cartographie du calculateur qui contrôle le moteur.
Dans l'art antérieur l'excès d'air est réglé par la section d'échappement qui agit sur P2 et le taux d' EGR par la vanne EGR qui agit sur P3/ P2.
La présente invention où P3/P2 est majoritairement constant prévoit d'agir sur la température des gaz recyclés. Des moyens sont prévus pour refroidir les gaz recyclés de préférence jusqu'à la température de l'air frais. Au-dessus d'un certain taux massique d'EGR (environ 50%), ce refroidissement réduit trop l'enthalpie disponible pour les turbines.
L'invention prévoit alors de limiter l'énergie dissipée dans le réfrigérant d'EGR par un by-pass piloté dudit réfrigérant.
Pour une section d'échappement, un couple et un régime donnés, P2 augmente et le taux de recyclage diminue quand la température EGR augmente. Ces deux effets se cumulent pour augmenter l'excès d'air et la concentration d'oxygène qui sont donc liés par une relation. La température EGR est donc un paramètre efficace pour choisir le compromis NOX-particules.
Pour simplifier les régulations et optimiser l'utilisation de l'enthalpie d'échappement, la présente invention prévoit des modes de fonctionnement à géométrie d'échappement fixe et sans laminage des flux.
Seule la température EGR est pilotée en fonction d'une cartographie EGR imposée. Cette configuration donnera toujours le meilleur compromis excès d'air/consommation pour le taux d'EGR choisi.
Par exemple, la conduite urbaine où les accélérations et les ralentissements se succèdent à puissance réduite se fait avec des turbines à géométrie fixe travaillant en série, en ne pilotant que la température des gaz réaspirés en fonction d'une cartographie EGR.
La suite de la description concerne, à titre d'exemples, plusieurs modes de fonctionnement sélectionnés pour la conduite en ville, sur route et sur autoroute.
La liste n'est pas limitative.
GROUPE A.MOTEUR A 4 TEMPS A CALAGE FIXE DES SOUPAPES.
L'exemple chiffré est le moteur extrême des diagrammes 3A, 3B, 9 et 10.
Mode A 1 : Conduite urbaine dépolluée.
Puissance < 0,33 Wmax turbines travaillant en série
Padm = P3 < 4,5 bars
N > 0,2 Nmax La waste gâte double 103 est en position haute.
La vanne d'admission 105 est en pleine ouverture
La vanne EGR 105 est en pleine ouverture pour maintenir la relation
Padmission = P2 = P3.
La guillotine 106 du by-pass du réfrigérant d'EGR est en régulation. Le by-pass du réfrigérant d'EGR programme la température d'admission pour obtenir une cartographie d'EGR fixée à l'avance, par exemple sur la mémoire du calculateur qui contrôle le moteur.
Les compresseurs délivrent dans ces conditions un volume minimal d'air refroidi qui atteint à 4,5 bars le volume aspiré par le moteur à 0,1 Nmax. Quand le régime augmente le moteur complète par un volume de gaz recyclé qui atteint 2 fois le volume d'air à 0,2 Nmax et 10 fois à Nmax.
La courbe d'adaptation OA des compresseurs dans les diagrammes caractéristiques est indiquée sur la figure 9. La fraction massique recyclée dépend de la température des gaz. Pour obtenir 50% à 0,2 Nmax, il faut refroidir les gaz jusqu'à la température de l'air en fermant (106) le by-pass du réfrigérant d'EGR.
Pour maximiser l'enthalpie disponible pour les turbines quand le régime augmente, il faut augmenter la température des gaz recyclés en ouvrant progressivement la guillotine 106 en fonction du régime, de la quantité de carburant brûlé et du taux d'EGR désiré.
Le by-pass EGR 106 est en pleine ouverture pour le démarrage, le ralenti et le fonctionnement à très faible charge afin de maximiser le niveau thermique dans les chambres de combustion pour réduire le bruit et les imbrûlés et maximiser le régime et la température des turbocompresseurs pour optimiser leur capacité de reprise.
Si nécessaire, le taux de recyclage en régime stabilisé peut être affiné par une position entr'ouverte fixe ou variable de la vanne EGR 104.
Dès que le moteur se charge ,la vanne EGR s'ouvre totalement et la guillotine passe en régulation de température d'admission qui croit sensiblement de 60 à 450°C quand le régime croit de 0,2 Nmax à Nmax le taux massique d'EGR passant de 50% à 70%.
Le domaine de fonctionnement sur ce mode dépollué, qui n'implique que le pilotage continu de la seule guillotine 106, est la zone ville du diagramme PME/régime 3B. Il couvre la totalité de la conduite en ville où les régimes transitoires sont fréquents. L'absence de discontinuité présente un avantage certain dans ce contexte.
La carte des pressions et des températures d'admission dans le domaine est fonction de la cartographie introduite dans le calculateur de contrôle moteur pour le pilotage de la guillotine 106.
La limite supérieure du domaine correspond à la pression limite d'admission et d'échappement fixée ici à 4,5 bars.
A l'intérieur de ce mode, l'adaptation des turbocompresseurs peut être légèrement modifiée en fermant partiellement la vanne EGR 104 pour avoir P3/P2 > 1. Ceci peut s'avérer nécessaire pour améliorer la garde au pompage des compresseurs très faible dans ce mode.
Le domaine de ce mode peut être étendu vers les fortes puissances en fermant la vanne EGR (104) pour que P2 = 4,5 bars et P3 > 4,5 bars. La limite de cette extension est la P3 autorisée par la technologie du collecteur d'échappement.
Ce mode d'extension est simple et accroît l'excès d'air au détriment de la consommation. Il est donc intéressant en conduite urbaine où la zone étendue est peu utilisée et où les transitoires sont rapides.
Le passage de P3 = 4,5 à P 3 = 6 bars permet d'accroître de 30% le domaine couvert par le mode A1 dans les conditions suivantes.
On se réfère maintenant à la figure 8 qui décrit le fonctionnement de la waste gâte double.
Mode A11 :
Accélérations en ville dépolluées . Puissance comprise entre 0,33 et 0.44 Wmax
Turbines travaillant en série Padm = 4,5 bars 4,5 bars < P3 < 6 bars N > 0,27 Nmax La waste gâte double 103 est en position haute.
La vanne d'admission 105 est en pleine ouverture
La vanne EGR 104 est en régulation pour maintenir Padmission = 4,5 03 rs. Le by-pass 106 du réfrigérant d'EGR programme la température d'admission pour obtenir une cartographie d'EGR fixée à l'avance, par exemple sur la mémoire du calculateur qui contrôle le moteur.
Mode A12 Turbines travaillant en série
Padm = 4,5 bars N > 0 ,25 Nmax
Mode A2 : extension du mode A1 limitée par le débit des turbines
Conduite routière dépolluée Puissance comprise entre 0,33 W max et 0,5 Wmax
Turbines travaillant en série parallèle régulée par la waste gâte HP seule. Padm = P3 = 4,5 bars.
La waste gâte double 103 est en position haute.
La vanne EGR 104 est ouverte. La vanne d'admission 105 est en pleine ouverture
La guillotine 106 est en programmation de la température d'admission.
La partie HP de la waste gâte s'entrouvre pour maintenir P2 = P3 = 4,
5 bars
On se réfère maintenant à la figure 8. Pour fixer les idées, partons de la frontière du mode A1 où les conditions initiales sont les suivantes :
P2 = P3
La pression entre turbines P4 = 2 bars
Les compresseurs sont aux points A de leurs diagrammes. Débit des compresseurs = Q
Quand la waste gâte HP s'ouvre progressivement pour réguler P2 = P3 = 4,5 bars jusqu'au contact avec la waste gâte BP. Le débit des compresseurs augmente pour augmenter la puissance délivrée par le moteur, Pendant cette manœuvre la température d'échappement T3 s'est accrue pour compenser l'énergie dissipée par laminage ; la pression P4 entre turbines est passée de 2 à 3 bars environ ; le débit total des compresseurs a traversé la turbine BP dont le taux de détente est passé de 2 à 3. Le débit des compresseurs est donc passé de Q à 1 ,5 Q et leurs points de fonctionnement sont passés de A à B ; le débit de la turbine HP a diminué quand son taux de détente est passé de 2,25 à 1 ,5 ; le compresseur BP a accéléré et le compresseur HP a ralenti jusqu'à un point où le débit n'augmente plus.
Mode A3 : extension de A2 limitée par la température d'échappement Conduite routière dépolluée.
Puissance comprise entre 0,5 Wmax et 0,8 Wmax
Turbines travaillant en série parallèles régulées par les waste gâtes HP et BP pilotées simultanément.
Padm = P3 = 4,5 bars La waste gâte double 103 est en position haute.
La vanne EGR est ouverte.
La vanne d'admission est en pleine ouverture
La guillotine 106 est en programmation de la température d'admission.
Les waste gâte HP et BP s'entrouvrent pour maintenir P2 = P3 = 4, 5 bars
Quand le débit de carburant continue de croître, les deux waste gâtes, de la waste gâte double, appuyées l'une sur l'autre s'ouvrent simultanément pour maintenir P2 = P3 = 4,5 bars. Les rampes de laminage (voir figure 8) des waste gâte sur cette partie de leur course déterminent l'évolution de la pression entre turbines P4 pendant cette phase.
P4 détermine les points de fonctionnement des compresseurs dans leurs diagrammes. Les rampes seront définies pour un cheminement progressif entre les points B et C. Admettons pour simplifier que ce cheminement conduise à P4 = 2,7 bars.
Pendant cette manœuvre, la température T3 s'est encore accrue pour compenser l'énergie dissipée dans la décharge de la waste gâte BP. Le débit des deux turbines n'a pas changé sensiblement. Le débit des compresseurs s'est accru de la décharge par la waste gâte BP limitée par la T3 maximale admissible. Fixons ce débit à 2,4 Q au point C.
Si T3 dépasse la valeur limite imposée par la richesse on peut agir sur la vanne EGR pour augmenter P3 et diminuer T3. On peut réaliser ce mode de fonctionnement avec deux turbocompresseurs équipés de waste gâtes classiques qui limitent la pression délivrée par le compresseur .On pourra régler la waste gâte HP à 4,5 bars et la waste gâte BP à 2,5 bars par exemple.Cette méthode positionne le compresseur BP sur une horizontale de son diagramme caractéristique.
Transition entre le mode A3 et le mode A4.
Les conditions initiales de la transition sont constantes sur la frontière A4 A2 .Pour la compréhension de l'exposé elles sont fixées comme suit : P2 = P3 = 4,5 bars Waste gâtes HP et BP en décharge maximale P4 = 2,7 bars
Débit compresseurs = 2,4 Q Débit turbine BP = 1 ,5 Q Débit turbine HP = 0,75 Q Taux de détente BP = 2, 75 Taux de détente HP = 1 ,64 Les conditions finales de la transition sont les suivantes :
P2 = P3 = 3 bars
Débit compresseurs = 2,4 Q
N furbo HP inchangée Débit turbine BP = 1 ,6 Q
Débit turbine HP = 0,8 Q
Taux de détente BP = 3
Taux de détente HP = 3
La transition s'effectue par le basculement rapide et simultané des waste gâtes jusqu'au siège inférieur de la waste gâte BP. Cette manœuvre est programmée sur la courbe de T3 limite. Pour éviter que le moteur se stabilise sur la transition, la ligne de basculement A2/A5 sera différente de la ligne de basculement A5/ A2.
Pendant cette manœuvre la P2 et la P3 passent de 4,5 à 3 bars. Le débit des compresseurs reste inchangé, le débit d'EGR diminue, le débit des turbines varie peu, le taux de détente BP varie de 2,75 à 3, le taux de détente
HP passe de 1 ,64 à 3, la vitesse du turbo BP augmente légèrement, la vitesse du turbo HP diminue légèrement.
Transition directe entre le mode A1 et le mode A4 Elle se fera par un bref passage par A4 et A5 pour limiter les discontinuités.
Mode A 4 :
Conduite sur autoroute économique peu dépolluée
Puissance comprise entre 0,33 Wmax et Wmax Turbines travaillant en parallèle.
Padm = P3 < 4,5 bars.
N > 0,35 Nmax
La waste gâte double 103 est en position basse.
La vanne d'admission est en pleine ouverture La vanne EGR 104 est en pleine ouverture pour imposer la relation
P2 = P3.
Le by-pass du réfrigérant d'EGR programme la température d'admission pour obtenir une cartographie d'EGR fixée à l'avance, par exemple dans la mémoire du calculateur qui contrôle le moteur.
Les compresseurs fonctionnent sur la courbe d'adaptation PC de la figure 9 avec une répartition différente des rapports de pression consécutive au fait que les puissances développées par les turbines sont dans le rapport constant de leurs perméabilités. Le domaine couvert par ce mode est la zone autoroute du diagramme
3B. Comme pour le mode précédent sa limite supérieure correspond à la pression d'admission et d'échappement limite fixée à 4,5 bars. Il couvre l'essentiel de la conduite économique sur autoroute sans discontinuité de fonctionnement. Ce mode à fort taux de détente des deux turbines permet des post traitements à forte perte de charge.
GROUPE B : MOTEURS A 4 TEMPS ; CALAGE VARIABLE DES
SOUPAPES Le groupe A rassemble des procédés où la géométrie variable est située au niveau du groupe de turbocompression pour moduler de 1 à 3 le volume Vc d'air refroidi délivré par les compresseurs à une pression limitée à une consigne de 4,5 bars imposée par le fort taux de compression du moteur.
Comme il a été dit précédemment, le pilotage du calage des soupapes permet de moduler, de 1 à 2 environ, le volume aspiré par le moteur à un régime donné en positionnant FA (fermeture d'admission) à mi-course du piston et FE (fermeture d'échappement) au PMH.
La diminution du volume trappe s'accompagne d'une diminution du taux de compression qui permet de doubler la pression de consigne à 9 bars. De plus une modulation de 1 à 1 ,5 seulement, du volume Vc permet de couvrir toute la plage de régime en configuration série, et d'éviter la discontinuité série/parallèle (fig N°10).
Dans un cycle à 4 temps le volume d'air aspiré est sensiblement la différence entre le volume total de gaz présents dans le cylindre défini par le volume de la chambre à FA et le volume de gaz brûlés résiduels défini par le volume de la chambre à FE.
Le mécanisme de recyclage se décompose alors en un recyclage interne chaud et un recyclage externe refroidi, le mélange s'effectuant à l'intérieur du cylindre. La proportion entre l'EGR chaud et l'EGR froid peut être pilotée par le calage des soupapes.
Le pilotage de FE est donc un autre moyen de moduler le volume aspiré par le moteur sans modification du taux de compression.
La réduction des NOX implique une réduction de la température pendant la combustion qui démarre à la température de fin de compression. Il est donc favorable de minimiser le taux de compression et la température EGR.
Par ailleurs, la perte triangulaire de cycle qui accompagne la détente de Joule à l'ouverture de l'échappement peut être récupérée par deux turbines en série qui prennent en charge une partie du travail de compression du piston.
Pour maximiser le couple à bas régime et faciliter le démarrage à froid, FA doit intervenir au voisinage du point mort bas du piston pour maximiser le volume trappe aux bas régimes. Pour augmenter la pression d'admission en respectant la limite de pression dans le cylindre il faut donc réduire le taux de compression effectif en avançant ou retardant FA.
Le plus simple est de retarder FA en acceptant le reflux d'une partie de l'air aspiré dans le collecteur d'admission. Deux compresseurs en série délivrent naturellement une pression proportionnelle à la puissance qui peut atteindre 8 à 10 bars à pleine puissance.
Si les pressions maximales d'admission et d'échappement passent, par exemple, de 4,5 à 9 bars, le domaine en mode A1 est doublé au prix d'une technologie haute pression pour les conduits HP facilitée par la réduction de 50% des sections débitantes.
Le retard FA doit alors passer de 20 à 90 degrés vilebrequin (dv) environ pour diviser par 2 le volume trappe. Cette stratégie permet d'exploiter les compresseurs sur la plage restreinte de 1 à 1 ,5 où les rendements peuvent être optimisés pour tolérer un taux de by-pass de la turbine HP voisin de 30% à pleine puissance.
Dans ces conditions le mode A1 étendu couvre la totalité du domaine des modes A2, A3 avec un taux de dépollution totale et une régulation limitée au pilotage du bypass EGR et de l'angle de FA.
La waste gâte HP peut être gérée comme un simple clapet limiteur de pression.
Ce mode Blet son extension se différencient du mode A1 et ses extensions par le pilotage de FA qui règle le volume d'EGR pour chaque régime du moteur et donc la pression P2.
Le pilotage de FA peut se substituer au pilotage du by-pass du réfrigérant EGR qui module la température EGR. Le maintien du by-pass piloté présente néanmoins les avantages suivants :
Maintien du mode A1 quand P2 < 4,5 bars, pour éviter le déphasage des arbres à cames dans les transitoires rapides de la conduite urbaine, FA pouvant alors être pilotée plus lentement à forte puissance pour limiter la pression cylindre quand P2 > 4,5 bars.
Possibilité de programmer deux ou trois valeurs fixes de l'angle FA et de maintenir la fonction régulation du by-pass piloté. Maintient de l'EGR chaud à très basse puissance. Réduction du délai d'allumage à FA très retardée où le taux de compression effectif est très bas.
Mode B1 : mode A1 étendu se substitue à A2 et A3
Conduite en ville et routière dépolluée ; Puissance comprise entre 0,33 Wmax et 0, 67 Wmax
Turbines en série
4,5 < Padm = P3 < 9 bars
FE au PMH
Fermeture admission programmée pour limiter la pression cylindre N > 0,2 Nmax
La waste gâte double 103 est en position haute.
La vanne d'admission est en pleine ouverture
La vanne EGR 104 est en pleine ouverture pour maintenir la relation
Padmission = Péchappement (P2 = P3). La guillotine 106 est en régulation.
Le by-pass du réfrigérant d'EGR programme la température d'admission pour obtenir une cartographie d'EGR fixée à l'avance, par exemple sur la mémoire du calculateur qui contrôle le moteur.
L'angle de FA est piloté de façon discrète ou continue pour limiter la pression maximale dans le cylindre.
Mode B2 : mode B1 étendu EGR externe seul.
Conduite sur autoroute dépolluée
Puissance comprise entre 0,67 Wmax et Wmax
Turbines en série/ parallèle Padm = P3 = 9 bars
FE au PMH
FA à mi course.
N > 0,4 Nmax
La waste gâte double 103 est en position haute. La vanne d'admission 105 est en pleine ouverture La vanne EGR 104 est en pleine ouverture pour maintenir la relation Padmission = Péchappement (P2 = P3).
Le by-pass du réfrigérant d'EGR programme la température d'admission pour obtenir une cartographie d'EGR fixée à l'avance, par exemple sur la mémoire du calculateur qui contrôle le moteur. FA reste en position retardée.
La waste gâte HP s'entrouvre pour maintenir P2 = P3 = 9 bars. Le dispositif habituel de distribution variable consiste en un déphasage piloté des arbres à cames qui commandent généralement deux soupapes par arbre.
Le déphasage d'une soupape entraîne donc le même déphasage sur une autre soupape dont l'effet est négligeable au voisinage des points morts des pistons.
Par exemple, la variation de FA seulement est possible pour une culasse à 4 soupapes et deux arbres à cames qui actionnent respectivement une soupape d'admission et une soupape d'échappement avec les diagrammes ci après :
Un arbre à came fixe commande l'ouverture de la phase d'admission ainsi que l'ouverture et la fermeture de la phase d'échappement avec par exemple : (R = retard, A = avance, O = ouverture, F = fermeture, 1 = arbre à came fixe, 2 = arbre à came déphasable). Les valeurs sont en degrés vilebrequin.
ROA1 =0 AOE 1 = 20
RFA1 = 20. AFE1 = 0 L'autre arbre à came déphasable commande uniquement la fermeture de la phase d'admission avec par exemple : P2 < 4,5 bars
ROA2 = 0 AOE2 = 20
RF A2 = 20 AFE2 = 80 P2 = 9 bars ROA2 =80 AOE2 = - 60
RFA2 = 100 AFE2 = 0 Mode B3 : mode A1 étendu. EGR externe et interne. Se substitue à B2 Fermeture admission, fermeture échappement et ouverture admission variables.
Turbines travaillant en série 4,5 bars < P2 = P3 < 9 bars La waste gâte double 103 est en position haute. La vanne d'admission 105 est en pleine ouverture La vanne EGR 104 est en pleine ouverture pour maintenir la relation
Padmission = P2 = P3.
Le bypass 106 du réfrigérant EGR est fermé ou éliminé L'EGR interne chaud est piloté par FE L'EGR externe refroidi est piloté par FA OA intervient approximativement quand la pression cylindre croise
Padm
FA est piloté pour limiter la pression maximale du cycle. Le retard de FA s'accompagne d'un retard égal de OA qui intervient 80 degrés après le PMH à haut régime. Pour éviter des pertes de pompage il faut simultanément avancer FE pour retenir des gaz chauds dont la pression croise la pression d'admission à OA .
Le mélange comburant s'effectue dans le cylindre pendant le remplissage avec une possibilité de stratification décrite dans le brevet US No 5,551 ,954. La ou les soupapes d'admission sont actionnées par un arbre à cames d'admission déphasable.
La ou les soupapes d'échappement sont actionnées par un deuxième arbre à cames d'échappement déphasable.
Le taux d'EGR chaud est piloté par FE. Le complément d'EGR froid est piloté par FA. Les déphaseurs sont actionnés selon une cartographie des taux d'EGR chaud et froid.
Si la section d'échappement est sous dimensionnée la pression au PMH croisement croît naturellement avec la vitesse des pistons. Il suffira donc d'un déphasage plus réduit de l'arbre d'échappement. On pourra choisir par exemple : P2 = P3 < 4,5 bars ROA = 0 AOE = 0
RFA = 20 AFE = 25 P2 = P3 = 9 bars
ROA = 80 AOE = 30 RFA = 100 AFE = 55
Une partie des gaz est ainsi retenue à l'intérieur du cylindre et le mélange avec les gaz froids s'effectue pendant la phase de remplissage avec une possibilité de stratification. Le déphasage échappement se substitue alors au by-pass du réfrigérant pour réguler la température d'EGR.
Ces cycles qui présentent une recompression des gaz au PMH croisement peuvent créer des problèmes de lubrification de l'axe du piston connus sur les 2 temps.
Mode B4 : mode B2 ou B3 étendu
Turbines en série/ parallèle
P2 = P3 = 9 bars
La waste gâte double 103 est en position haute.
La vanne d'admission 105 est en pleine ouverture La vanne EGR 104 est en pleine ouverture pour maintenir la relation
P2 = P3.
Le bypass 106 du réfrigérant EGR est fermé ou éliminé
FA reste en position retardée
FE est retardée pour réduire l'EGR interne quand le débit de carburant croît, La waste gâte HP s'entrouvre pour maintenir P2 = P3 = 9 bars.
Mélange de l'EGR chaud et des gaz frais dans le cylindre.
Les méthodes d'alimentation qui laissent des gaz brûlés résiduels après la fermeture du cylindre présentent l'avantage de permettre une stratification des températures et des concentrations dans la chambre de combustion.
Cet avantage est exploité par l'invention décrite dans le brevet US N° 5517954 pour réduire le délai d'allumage des moteurs diesel à faible taux de compression dont le point d'allumage est réglé par l'injection directe du carburant liquide à haute pression.
Le brevet US 5,517,954 est ici incorporé par référence pour l'obtention de la stratification.
Récemment sont apparus des procédés de combustion en pré-mélange homogène où le carburant est vaporisé dans la charge comburante avant ou pendant la phase de compression qui précède la combustion dans le cylindre comme les moteurs à allumage commandés par une étincelle.
Ces nouveaux procédés s'en distinguent par le fait que l'autoallumage est déclenché par réchauffement dû à la compression. L'écueil de ces solutions est le caractère détonnant de l'autoallumage simultané en tous points d'un volume de la chambre de combustion.
La présente invention permet de piloter l'alimentation du moteur en air frais, EGR externe refroidi et EGR interne non refroidi pour créer une stratification des températures et des concentrations dans la chambre au point mort haut combustion.
Pour les moteurs où le carburant est vaporisé dans la charge comburante avant ou pendant la compression, l'invention prévoit d'organiser cette stratification pour que l'autoallumage par compression s'étende progressivement des zones chaudes vers les zones froides de la chambre de combustion quand la pression des gaz augmente. L'autoallumage simultané concerne ainsi des surfaces de la charge réactive et non plus des volumes détonants.
Le taux de dégagement d'énergie instantané est proportionnel à la valeur de la surface en cours d'autoallumage et à la concentration de vapeur de carburant sur cette surface.
En plus des gradients de température et de concentration, on dispose donc des paramètres géométriques de la chambre de combustion pour régler la progressivité dans le temps du dégagement d'énergie.
Le point d'allumage est avantageusement piloté par l'angle de vilebrequin à la fermeture du cylindre qui règle simultanément la quantité de gaz chauds recyclés et le taux de compression effectif qui les porte à la température d'autoallumage.
Un autre mode de pilotage du point d'allumage est la température d'EGR. Le carburant peut être vaporisé dans l'air pur entre le compresseur et le mélangeur d'EGR externe pour un réglage précis de la richesse de la charge réactive.
Le carburant peut aussi être introduit dans le mélange air/EGR externe en amont du cylindre, dans les orifices d'admission ou à l'intérieur du cylindre avant et/ou pendant la compression.
Cet autoallumage par compression d'une charge carburée stratifiée peut conduire à une combustion non détonante sans particules ni NOX si les conditions locales de température et de concentrations sont bien contrôlées.
Le premier allumage peut être déclenché par une étincelle électrique ou une injection haute pression.
Pour garantir une symétrie de révolution de la charge comburante, il est avantageux d'orienter les flux de gaz froids introduits dans le cylindre pour créer un mouvement de rotation de la charge comburante.
La structure la mieux adaptée au contrôle de la stratification est le moteur à 2 temps axisymétrique décrit dans le brevet US N° 5555859, étant entendu que dans la présente invention le carburant peut être vaporisé comme décrit ci-dessus
Le brevet US 5,555,859 est également ici incorporé par référence pour l'obtention de la stratification. Une architecture plus classique permet néanmoins une organisation de révolution autour de l'axe du cylindre par les dispositions suivantes :
Les modes B2 et B21 prévoient un volume d'admission limité au volume aspiré par le moteur à 1400 t/mn. La section des orifices d'admission peuvent donc être ramenées à 28% de leur valeur normale. Ceci permet de n'utiliser qu'un secteur de l'orifice variable constitué par la soupape et son siège.
Deux géométries bien adaptées sont décrites ci après pour une culasse à 4 soupapes :
La figure 11 représente l'architecture classique d'une culasse plane portant quatre soupapes d'axes perpendiculaires au plan de culasse et dont les faces coté cylindre sont dans le plan de culasse en position fermée afin de respecter la géométrie de révolution de la chambre de travail des gaz.
Les deux soupapes d'admission A sont identiques et diamétralement opposées pour créer un écoulement symétrique par rapport à l'axe du cylindre qui acquierera la symétrie de révolution en fin de compression. Elles sont placées au plus près du cylindre.
Les deux soupapes d'échappement E sont identiques et diamétralement opposées sur un diamètre qui peut être décalé de 70 à 90 degrés par rapport à celui des admissions pour éviter les interférences entre les jets d'air et les têtes des soupapes d'échappement en situation de croisement (cas du 2 temps).
L'injecteur est implanté de façon classique au centre du motif des soupapes.
La chambre de combustion toroïdale est située dans le piston et lui est coaxiale. Son col est choisi pour créer la stratification désirée. Les phases de remplissage et d'évacuation étant largement séparées il n'y a pas de risque d'interférence entre le piston et les soupapes. Le piston ne comporte donc pas d'embrèvements pour les soupapes qui détruiraient la géométrie de révolution. Pour générer un écoulement rotatif les pipes d'admissions orientent l'écoulement vers le piston tangentiellement au cylindre au voisinage des sièges de soupapes. Deux architectures sont possibles suivant la levée des soupapes :
Tuyère d'admission adaptée aux fortes levées. Les pipes d'admission 151 se terminent en amont du siège par une tuyère convergente oblongue dont le col 152 est défini par un demi cylindre supérieur s'appuyant sur le bord amont du siège conique et tangeant à ce dernier le long de sa génératrice située dans un plan sensiblement perpendiculaire au plan passant par l'axe du siège et par l'axe du cylindre et par un cylindre inférieur couvrant la moitié de la tête de soupape opposée à la dite génératrice.
La levée des soupapes est telle qu'elles n'interfèrent pas avec la veine fluide issue de la tuyère, cela au moins à pleine ouverture.
Les tuyères seront par ailleurs orientées pour créer une vitesse tangentielle dans des sens opposés. Tuyère d'admission adaptée aux faibles levées. La portée d'étanchéité conique des soupapes d'admission se prolonge par une partie cylindrique de hauteur légèrement supérieure à la levée desdites soupapes, les sièges coniques desdites soupapes sont disposés au fond de logements cylindriques 153 aménagés dans la culasse pour recevoir lesdites parties cylindriques desdites soupapes, de telle sorte que la face inférieure plane des soupapes soit dans le plan de la culasse quand elles reposent sur leurs sièges. Le jeu diamétral entre les logements et les prolongements cylindriques des soupapes est minimal.
Des évidements sont pratiqués dans la culasse à l'intérieur des frontières suivantes : 1 ) Deux portions de cylindre concentriques à l'alésage et tangentes extérieurement et intérieurement à l'évidemment cylindrique de chaque soupape, la portion cylindrique extérieure pouvant être confondue avec le cylindre. 5 2) Une surface conique prolongeant le demi siège de la soupape délimitée par un plan passant par son axe et l'axe du cylindre.
3) Les évidements seront par ailleurs orientés pour créer une vitesse tangentielle dans des sens opposés.
L'angle des sièges d'admission est choisi entre 90 et 120 degrés pour 0 optimiser la stratification de la charge comburante.
GROUPE C : MOTEURS A 2 TEMPS AUTO-BALAYE A CALAGE VARIABLE DES SOUPAPES.
Dans un contexte de recyclage, le cycle à deux temps à distribution 5 variable autobalayé présente les avantages suivants :
> Recyclage interne chaud naturel et disparition du handicap de remplissage historique des 2 temps.
> Doublement de la puissance spécifique, le rendement volumétrique des deux cycles étant identiques. 0 > Diminution du délai entre la génération des radicaux actifs présents dans les gaz brûlés retenus dans le cylindre et leur utilisation au cycle suivant.
> Diminution du temps de présence des gaz résiduels dans le cylindre et des pertes thermiques associées. 5 Disparition des pertes de pompage du 4 temps.
> Moindres pertes par frottement en l'absence de compresseur de balayage attelé au moteur.
> Double taux d'utilisation des unités d'injection à haute pression.
> Variation importante et réglable du rapport entre taux de détente et o taux de compression. > Excellente transition entre la phase atmosphérique et la phase turbocompressée. Par contre la réfrigération de l'EGR implique des aménagements spéciaux. Pour simplifier la comparaison, la cylindrée du moteur à 2 temps est moitié de celle du moteur à 4 temps décrit plus haut et le cahier des charges est identique.
Il est dépourvu de pompe de balayage entraînée par l'arbre moteur.
Dans le but de diminuer la température de début de combustion et d'augmenter, les phases propulsives turbocompressees sont exécutées sur un cycle asymétrique à fort taux de détente et faible taux de compression.
Ceci permet en outre de pousser la pression d'admission en respectant la limite autorisée comme dans les modes B.
La partie initiale de la course de compression est alors utilisée pour les transferts de gaz.
L'évacuation des gaz brûlés est assurée par un ou des orifices d'échappement situés dans la culasse et fermés par des soupapes commandées par un ou des arbres à came déphasables par rapport au vilebrequin. Le remplissage est assuré par des lumières en bas de cylindre ouvertes par le piston au voisinage du point mort bas ou, de préférence, par au moins un orifice d'admission situé dans la culasse et orienté vers le piston et fermé par au moins une soupape d'admission commandée par un ou des arbres à came fixes ou déphasables. L'architecture à soupapes d'admission directives déjà décrite figure 11 peut être utilisée pour balayer un cycle à 2 temps.
La philosophie d'alimentation s'apparente aux modes B. On se réfère maintenant à la figure 6.
La structure d'alimentation est celle du 4 temps dont la vanne d'admission et le by-pass EGR ont été supprimés. La vanne EGR 104 a été remplacée par un clapet anti-retour ou une diode aérodynamique 204.
La turbocompression est adaptée à 0,1 Nmax et capable d'une pression maximale de 9 bars. Le groupe de turbocompression est du type configuration série défini pour les procédés B.
Le remplissage par des gaz froids s'effectue quand la pression dans le cylindre est inférieure à la pression d'admission après la décharge de la pression Po en fin de détente. Le recyclage externe implique que la pression des gaz soit supérieure à la pression d'admission.
Cette condition est remplie périodiquement dans un collecteur d'échappement puisé.
La pression Pf dans le cylindre à la fermeture du cylindre est la pression de fin de balayage, voisine de la pression d'admission.
La fraction de gaz recyclable extérieurement contre la pression d'admission est donc sensiblement égale à Po/ Pf où Po est la pression dans le cylindre à l'ouverture de la phase d'échappement.
La masse de gaz étant constante entre FE et OE on peut écrire : Po/ Pf = Vf/ VO x To/ Tf
Où Vo et Vf sont les volumes occupés par les gaz à OE et FE Où To et Tf sont les températures absolues des gaz à OE et FE Le rapport Vf/ Vo, qui n'est autre que le rapport entre le taux de détente et le taux de compression, est pilotable par déphasage des arbres à cames.
Le rendement thermodynamique s'améliorant quand Vf augmente on favorise les calages de OE au voisinage du PMB.
Tf est la température totale à l'entrée des turbines qui varie peu entre 900 et 1100°K pour une turbocompression à 2 étages où P3 reste voisin de P2 To est la température de mélange de l'air frais à 330°K, de l'EGR froid à 330°K et de l'EGR interne à Tf.
Pour 50% d'EGR froid il faut que : Po/ Pf = 2
Pour le taux de détente maximal : Vo = C (volume cylindre au
Choisissons par exemple ; Tf = 990°K
En EGR froid : To = 330°K
Il vient donc : Vf/ Vo = Po/ Pf x Tf/ To = 2/ 3
On peut donc dire qu'un calage de soupapes respectant ces conditions génère un taux d'EGR froid voisin de 50% quand le volume excédentaire est occupé par de l'air pur.
Ce pourcentage varie rapidement autour de ce calage et peut donc être piloté aisément.
Pour OE au PMB et FE à 70 dv après le PMB nous avons : L'EGR externe occupe, à la pression P2, un volume sensiblement égal à C et à C/ 3 après refroidissement.
Le volume trappe étant 2C/ 3, le volume disponible pour l'air frais et les gaz résiduels est égale à C/ 3.
La turbocompression adaptée à 0,1 Nmax donnera donc un taux d'EGR externe de 50% 0,3 Nmax
L'EGR interne croit linéairement au-dessus de ce régime en augmentant Tf.
Il s'ensuit que Pf / Po = 2/ 3 x 990/ To décroît avec le régime.
L'EGR interne se substitue progressivement à l'EGR externe quand le régime augmente à calage fixe des soupapes.
Pour obtenir le taux de 50% à 0,2 Nmax il faut avancer les calages de soupapes pour augmenter Vf/ Vo jusqu'à obtenir Pf = 3 Po
Nous avons fait l'hypothèse que la totalité de la bouffée d'échappement est recyclée extérieurement. Ceci n'est pas réaliste avec la présente architecture. Une description plus détaillée de modes de fonctionnement à collecteur d'échappement puisé est donnée ci après.
Le clapet EGR anti-retour risquant d'être bruyant, on choisit la diode aérodynamique pour les moteurs silencieux. La diode peut se résumer à un orifice calibré comportant un pavillon d'entrée ne convergent coté collecteur assurant un coefficient de débit voisin de 1 et une sortie à bords vifs offrant un coefficient de 0,5 à l'écoulement de reflux.
La bouffée d'échappement se partage entre la turbine et le conduit de recyclage au prorata de leurs sections débitantes.
Le débit entrant dans la diode profite d'un fort taux de détente qui peut atteindre 3. Le débit de reflux généré par un taux de détente limité à 1 ,2 est, en plus, divisé par 2 par son coefficient de débit.
La diode peut être dimensionnée pour absorber la masse de gaz suffisante au recyclage externe. Cette masse peut être pilotée par FE et/ou OE qui agissent sur la pression Po en fin de détente.
Un réglage fin est assuré par la section variable de la diode pilotée par exemple par un corps central conique relié à un actuateur capable de fermer totalement la diode. La figure 6 décrit le cas le plus simple d'un arbre à cames unique 200 déphasable commandant l'admission et l'échappement avec la séquence suivante :
OA = 30 dv après FE
FA = FE = 70 dv après OA Démarrage à froid, accélération des turbocompresseurs, frein moteur.
Turbines travaillant en série Diode 204 fermée OE = 100 dv avant le PMB OA = 70 dv avant le PMB FE = FA = PMB Après OE les gaz à hautes pression et température sont détendus sur la turbine HP via la soupape E et laissent une dépression dans le cylindre complété par de l'air frais à OA. Un mélange très chaud est recomprimé au deuxième cycle pour installer très rapidement un niveau thermique suffisant pour un allumage silencieux et une catalyse efficace.
Ralenti économique
Turbines travaillant en série
Diode 204 fermée
OE = 80 dv avant le PMB OA = 50 dv avant le PMB
FE = FA = 20 dv après le PMB
Mode C1 : conduite urbaine dépolluée puissance < 0,33 Wmax Turbines fixes travaillant en série
P3 puisée autour de P2 < 4,5 bars
Taux d'EGR externe piloté par la section diode.
OE = 50 dv avant le PMB
OA = 20 dv avant le PMB FE = FA = 5O dv après le PMB
La bouffée d'échappement porte une fraction de la masse de gaz chauds présents dans le cylindre qui est fonction de Pc/ Pad et qui varie très vite avec le calage de FE et OE distants de 100 dv dans le cas présent.
On a vu précédemment qu'en EGR froid cette fraction passe de 3 pour un calage symétrique FE = 50 dv après le PMB à 1 pour FE = 110 dv après le PMB.
L'avance de l'arbre à cames augmente donc simultanément le débit dans la turbine et dans le conduit de recyclage dans des proportions qui peuvent être réglées par la section de la diode. A section fixe de la diode, un calage avancé augmente P2 et le taux d'EGR externe.
A calage fixe des soupapes l'ouverture de la diode diminue la P2 et augmente le taux d'EGR externe. 5 A section diode et calage fixes, l'augmentation du régime diminue le taux de livraison d'air frais qui est remplacé par l'EGR interne chaud avec déplacement du cycle vers la droite du diagramme entropique.
Le rapport Po/ Pf diminue quand le régime augmente pour passer de 3 à 1400 t/mn à 1 ,3 pour 5000 1/ mn 0 En résumé l'EGR chaud remplace progressivement l'EGR froid quand le régime augmente.
Quand le débit moyen à travers la diode s'annule, elle doit être fermée pour éviter un bypass admission échappement.
Mode C2 : 5 Conduite sur route partiellement dépolluée.
Puissance variant de 0,33 à 0,66 Wmax
Turbines fixes travaillant en série
4,5 bars < P2 < 9 bars
N > 0,2 Nmax o Diode active à bas régime.
FE programmé entre 60 et 90 dv après le PMB en fonction de la P2 pour limiter la pression maximale du cycle
Quand P2 passe de 4,5 bars à 9 bars il faut retarder le calage pour respecter la pression limite dans le cylindre. 5 L'EGR externe diminue au profit de l'EGR interne X.
Mode C3 :
Conduite sur autoroute peu dépolluée
Puissance variant entre 0,66 et wmax
P2 = 9 bars régulée par l'ouverture de la turbine HP (Waste gâte ou o distributeur variable). N > 0,4 Nmax
Diode fermée
FE = 90 dv après le PMB
GROUPE D : STRUCTURE ADAPTEE AUX MOTEURS FUTURS Pour les moteurs futurs à 4 ou à 2 temps, l'invention prévoit une deuxième structure d'alimentation décrite ci après dans le cas du 2 temps (Fig N°7) :
Elle présente l'avantage de recycler extérieurement la totalité de la bouffée d'échappement. Le moteur comporte deux soupapes d'échappement par cylindre dont l'une (ER) est affectée au conduit de recyclage externe et l'autre (ET) à l'alimentation de la turbine, le moteur portant alors deux collecteurs d'échappement CT et CR.
Une vanne distributrice VD permet de répartir le flux du collecteur CR entre le collecteur CT et le conduit de recyclage.
Quand les deux soupapes sont ouvertes que la vanne est en position neutre et que la pression dans le cylindre est supérieure à P2, le cylindre alimente en parallèle la turbine et le recyclage, la turbine prélevant prioritairement son débit. Quand une seule soupape est ouverte et que la vanne isole les deux collecteurs, le cylindre alimente l'un ou l'autre circuit.
La vanne doit fermer le conduit de recyclage quand la pression cylindre est inférieure à P2 et que ER est ouverte pour éviter un by-pass admission échappement. Les deux soupapes alimentent alors la turbine. Dans le cas d'un cylindre avec des lumières d'admission, on effectue le recyclage par bouffée avant le balayage à base puissance et le recyclage par refoulement après le balayage à haut régime.
Dans le cas de l'admission par soupape, on peut choisir la position du Le balayage au PMB, avant recyclage, a l'avantage de limiter les pertes d'air dans l'échappement.
En effet les jets de gaz frais dirigés vers le piston sont moins perturbés par la vitesse des gaz en cours d'évacuation. De plus l'air mélangé au volume 5 recyclé n'est pas perdu pour la combustion.
La spécialisation des soupapes d'admission peut aussi s'envisager quand on recherche une stratification de la masse comburante.
La description ci-après concerne le deuxième cas d'admission par soupapes avec recyclage avant balayage. 0 On prendra comme exemple un arbre à cames de balayage fixe 210 qui commande l'admission et ET et un arbre à cames de recyclage déphasable 211 , avec déphaseur 212 qui contrôle ER. Les cames sont calées comme suit :
Arbre de balayage : 5 OA = OET = 20 dv avant le PMB
FA = FET = 50 dv après le PMB
Arbre de recyclage
FER = 60 dv après OER
Démarrage à froid, accélération des turbocompresseurs, frein moteur. o Turbines travaillant en série
La vanne VD bloque le recyclage
OER = 90 dv avant le PMB
FER = 30 dv avant le PMB
OET =OA = 20 dv avant le PMB 5 FA= FET = 50 dv après le PMB
Après OER les gaz à hautes pression et température sont détendus sur la turbine HP via la soupape ER et laissent une dépression dans le cylindre complété par de l'air frais au PMB. Un mélange très chaud est recomprimé au deuxième cycle pour installer très rapidement un niveau o thermique suffisant pour un allumage silencieux et une catalyse efficace. Ralenti économique Turbines travaillant en série La vanne VD bloque le recyclage OER = 70 dv avant le PMB OET = OA = 20 dv avant le PMB
FER = 10 dv avant le PMB FA = FET = 50 dv après le PMB
Mode D1
Conduite urbaine dépolluée. Puissance < Wmax/3 Turbines travaillant en série
La vanne VD est en position recyclage.
OER = 60 dv avant le PMB
OET =OA = 20 dv avant le PMB
FER = PMB FA = FET = 50 dv après le PMB
P2 < 4,5 bars
N > à,2 Nmax
La vanne VD est en position recyclage.
Il existe un débit de recyclage quel que soit le régime.
Mode D2
Conduite routière dépolluée.
Puissance comprise entre 1/3 et 2 /3 Wmax
Turbines travaillant en série La vanne VD est en position recyclage.
OET = OA = 20 dv avant le PMB
OER = 30 dv après le PMB
FA = FET = 50 dv après le PMB
FER = 90 dv après le PMB 4,5 bars < P2 < 9 bars N > 0,4 Nmax
EGR froid
Pendant la transition qui s'effectue rapidement, les soupapes ER et ET sont ouvertes simultanément pendant un court instant. 5 Quand Pcylindre > P2 un flux s'établit du cylindre vers le conduit de recylage.
Quand Pcylindre < P2 un reflux remplace l'EGR froid présent dans l'air de balayage sans perturber le fonctionnement des turbines.
Mode D3 o Conduite sur autoroute.
Puissance variant entre 2/3 et 3/3 Wmax peu dépolluée. Turbines travaillant en série.
La vanne VD bloque le recyclage. Les soupapes ER et ET alimentent la turbine à débit augmenté. 5 OET = OA = 20 dv avant le PMB
OER = 30 dv après le PMB FA = FET = 50 dv après le PMB FER = 90 dv après le PMB P2 = 9 bars régulée par l'ouverture de la turbine HP (Waste gâte ou o distributeur variable).
N > 0,4 Nmax EGR interne chaud.

Claims

REVENDICATIONS
1. Moteur alternatif utilisé entre un régime de rotation minimum Nmin et un régime maximum Nmax qui comporte un groupe de turbocompression (2) dimensionné pour être en fonctionnement autonome quand :
> Il alimente en air le collecteur d'admission (8) du moteur via un réfrigérant
> Il est alimenté en gaz par le collecteur d'échappement (9, CR et CT) du moteur à la température d'échappement > La pression d'alimentation turbine (P3) est sensiblement égale à la pression de refoulement compresseur (P2)
De telle façon que, à température d'air constante et à géométrie fixe, la turbocompression délivre un volume d'air refroidi Vc sensiblement constant quand la pression varie. et que le volume Vc est sensiblement proportionnel à la section débitante Sd offerte aux gaz chauds, caractérisé par le fait que la pression turbine (P3) est maintenue sensiblement égale à la pression compresseur (P2) par un by-pass EGR (3) entre le collecteur d'admission (8) et le collecteur d'échappement (9) dimensionné pour transférer le débit de gaz d'échappement vers le collecteur d'admission sans perte de charge significative, le volume d'air refroidi Vc est inférieur au volume aspiré par le moteur au régime Nmax de telle sorte qu'un débit de gaz chauds est réaspiré par le moteur via le by-pass (3) au-dessus du régime Na, dit régime d'adaptation de la compression, où le volume aspiré est égal à Vc, et un débit d'air est détourné vers la turbine au-dessous du régime Na.
2. Moteur selon la revendication 1 caractérisé par le fait que le by-pass EGR (3) comporte une vanne EGR (6) permettant d'augmenter la pression turbine au dessus de la pression compresseur.
3. Moteur selon la revendication 1 caractérisé par le fait que le groupe de turbocompression comporte une vanne d'admission (7) située sur le conduit de refoulement de l'air comprimé permettant d'augmenter la pression compresseur au dessus de la pression turbine.
5
4. Moteur selon la revendication 1 caractérisé par le fait que le conduit bypass EGR (3) comporte un réfrigérant de gaz (4) à température réglable de préférence jusqu'à une température voisine de celle de l'air frais.
0 5. Moteur selon la revendication 4 caractérisé par le fait que le réglage de la température s'effectue en pilotant un bypass du réfrigérant.
6. Procédé d'alimentation d'un moteur selon la revendication 4 caractérisé par le fait que la température EGR est pilotée pour créer l'excès 5 d'air désiré pour la combustion dans le moteur.
7. Procédé d'alimentation selon la revendication 4 caractérisé par le fait que la température EGR est pilotée pour que la masse de gaz recyclés reste sensiblement égale à la masse de l'air frais jusqu'au régime où cette 0 température rejoint la température d'échappement, au delà de ce régime la masse recyclée devenant supérieure à la masse de l'air frais.
8. Procédé d'alimentation selon la revendication 5 caractérisé par le fait que le réfrigérant d'air est totalement bypassé quand le moteur ne délivre 5 pas de puissance propulsive.
9. Procédé d'alimentation selon la revendication 8 caractérisé par le fait que pour le démarrage à froid et le fonctionnement au ralenti, le réglage des vannes (6) et (7) et/ou le calage des soupapes est réglé pour que l'excès o d'air de combustion soit minimal pour le niveau de dépollution désiré.
10. Moteur selon les revendications 1 et 4 caractérisé par le fait que le régime d'adaptation Na est sensiblement égal à Nmin/ 2 pour que le volume de gaz recyclés soit au moins égal à celui de l'air frais, la température minimale des gaz recyclés étant, de préférence, voisine de la température de l'air frais afin que la masse des gaz recyclés soit au moins égale à celle de l'air frais au régime minimal utilisé N min pour dépolluer tout le domaine d'utilisation du moteur.
11. Moteur selon la revendication 1 caractérisé par le fait que le groupe de turbocompression comporte un turbocompresseur basse pression BP et un compresseur haute pression HP dont les compresseurs travaillent en série avec, de préférence, une réfrigération de l'air entre les compresseurs, la section débitante d'échappement Sd pouvant être réglée entre un minimum Sd min et un maximum Sd max par l'un ou une combinaison des moyens suivants :
- réglage de la section variable du distributeur de gaz des turbines,
- ouverture d'un by-pass entre l'entrée et la sortie des turbines,
- passage d'une configuration série à une configuration parallèle des turbines,
- le régime d'adaptation de la turbocompression Na devenant ainsi réglable, de manière continue ou discontinue, entre deux valeurs Na min et Na max. Dans la suite, un by-pass entre l'entrée et la sortie d'une turbine sera nommé waste gâte.
12. Moteur selon la revendication 11 caractérisé par le fait que la section minimale débitante Sd min offerte aux gaz est constituée par les deux turbines montées en série en fermeture maximale si leur distributeur est variable et toutes waste g te fermées s'il en existe.
13. Moteur selon la revendication 12 caractérisé par le fait qu'il fonctionne sur un cycle à 4 temps et que le calage des soupapes est fixe.
14. Moteur selon la revendication 13 caractérisé par le fait que la section débitante maximale Sd max offerte aux gaz est constituée par deux turbines à distributeurs fixes montées en parallèle et que pour passer les turbines de la configuration série à la configuration parallèle on effectue successivement les manœuvres suivantes :
- ouverture partielle progressive de la waste gâte HP, - ouverture partielle progressive et simultanée des waste gâte HP et
BP,
- simultanément et rapidement : ouverture totale de la waste gâte HP, fermeture totale de la waste gâte BP, mise en communication de la sortie de la turbine HP avec la sortie de la turbine BP.
15. Moteur selon la revendication 13 caractérisé par le fait que la section débitante maximale Sd max offerte aux gaz est constituée par une turbine BP à distributeur fixe et une turbine HP à distributeur variable montées en parallèle, le distributeur HP étant en pleine ouverture et que pour passer les turbines de la configuration série à la configuration parallèle on effectue successivement les manœuvres suivantes :
- ouverture progressive du distributeur de la turbine HP,
- ouverture partielle progressive de la waste gâte BP,
- simultanément et rapidement : fermeture totale de la waste gâte BP et mise en communication de la sortie de la turbine HP avec la sortie de la turbine BP.
16. Procédé d'alimentation d'un moteur selon l'une des revendications 2, 3 ou 11 caractérisé par le fait que pour limiter la fréquence des changements de configuration, on immobilise la géométrie pour un type de conduite qui met en œuvre une plage limitée de puissance, par exemple la configuration série pour la conduite en ville et la configuration parallèle pour la conduite sur route, les seuils de puissance correspondant à chaque configuration pouvant être franchis pour des manœuvres de courtes durées, telles les accélérations, les dépassements, les pointes de vitesse, etc. le franchissement des seuils pouvant se faire comme suit :
- par fermeture de la vanne EGR si la pression dans le collecteur d'échappement peut être augmentée,
- par ouverture d'une ou deux waste gâte si la température d'échappement peut être augmentée,
- par fermeture de la vanne d'admission si la pression maximale de cycle est atteinte ou si les compresseurs sont près de leur débit maximal.
17. Moteur selon la revendication 14 caractérisé par le fait que la waste gâte BP comporte un deuxième siège pour effectuer simultanément la fermeture du bypass entré sortie turbine PB et la mise en communication sortie turbine HP sortie turbine BP.
18. Moteur selon la revendication 14 caractérisé par le fait que les deux waste gâte sont concentriques et comportent des butées de telle sorte que leurs mouvements simultanés soient actionnés par l'une d'elles et communiqués à l'autre par lesdites butées.
19 Moteur selon la revendication 13 caractérisé par le fait que la section débitante maximale Sd max est constituée par deux turbines a distributeurs variables en pleine ouverture montées en série, les distributeurs étant ouverts simultanément pour maintenir la pression d'admission à sa valeur maximale de consigne sur la courbe pleine charge.
20. Moteur selon la revendication 12 caractérisé par le fait que le calage des soupapes peut être piloté pour déplacer la fermeture du cylindre entre le voisinage du PMB et la mi-course du piston, la section débitante Sd maximale étant constituée par la turbine HP en configuration série distributeur en pleine ouverture s'il est variable, waste gâte HP en pleine ouverture dans le cas contraire. Les turbines sont dimensionnées pour permettre aux compresseurs d'atteindre simultanément leurs rapports de pression maximaux.
21. Procédé d'alimentation d'un moteur selon la revendication 20 caractérisé par le fait que la courbe de pleine charge en fonction du régime est exécutée comme suit :
- de Nmin à 2 Nmin FA passe du PMB à environ 90 dv après le PMB de façon à maintenir la pression de cycle à sa valeur de consigne, - le distributeur ou la waste gâte HP sont fermés ;
- de 2 Nmin à environ 3 Nmin le distributeur HP ou la waste gâte HP sont ouverts et éventuellement la waste gâte BP, pour maintenir la pression d'admission à sa valeur maximale de consigne,
FA est maintenue à 90 dv après le PMB, - de 3 Nmin à Nmax le débit global de carburant est maintenu constant pour maintenir la pression d'admission à sa valeur limite,
- à charge partielle le calage de FA sera piloté suivant une cartographie mémorisée par le calculateur de contrôle moteur.
22. Moteur selon la revendication 12 caractérisé par le fait qu'il fonctionne sur le cycle à 2 temps,
- les orifices d'admission sont fermés par des soupapes,
- les orifices d'échappement sont fermés par des soupapes et communiquent avec un seul collecteur d'échappement, - la phase de recyclage externe précède le balayage, - le calage des soupapes peut être piloté pour déplacer la fermeture du cylindre entre le voisinage du PMB et la mi course du piston,
- la section débitante Sd maximale est constituée par la turbine HP en configuration série distributeur en pleine ouverture s'il est variable, waste gâte HP en pleine ouverture dans le cas contraire,
- les turbines sont dimensionnées pour permettre aux compresseurs d'atteindre simultanément leurs rapports de pression maximaux,
La vanne EGR est remplacée par un clapet anti-retour ou une diode aérodynamique obturable.
23. Procédé d'alimentation d'un moteur selon la revendication 22 caractérisé par le fait que la courbe de pleine charge en fonction du régime est exécutée comme suit :
- de Nmin à 2 Nmin la fermeture du cylindre passe du PMB à environ 90 dv après le PMB de façon à maintenir la pression de cycle à sa valeur de consigne,
- le distributeur ou la waste gâte HP sont fermés,
- de 2 Nmin à environ 3 Nmin le distributeur HP ou la waste gâte HP sont ouverts et éventuellement la waste gâte BP, pour maintenir la pression d'admission à sa valeur maximale de consigne,
FA est maintenue à 90 dv après le PMB,
- de 3 Nmin à Nmax le débit global de carburant est maintenu constant pour maintenir la pression d'admission à sa valeur limite,
Pour maximiser l'EGR externe refroidi, les charges partielles dépolluées sont exécutées comme suit :
- le cylindre reste fermé au voisinage du PMB et les turbines restent en configuration fermée jusqu'à la P2 limite pour ce calage,
- les turbines sont ensuite ouvertes pour maintenir P2 à sa valeur limite, - la diode aérodynamique quand le débit de recyclage externe s'annule.
24. Moteur selon la revendication 12 caractérisé par le fait qu'il 5 fonctionne sur le cycle à 2 temps, qu'il comporte deux orifices d'échappement par cylindre, fermés par des soupapes, qui communiquent respectivement avec un collecteur d'échappement relié à la turbine et un collecteur d'échappement relié au conduit EGR et/ou à la turbine via une vanne distributrice pilotée. 0 Le calage de la soupape affectée à l'EGR peut être piloté pour déplacer la fermeture du cylindre entre le voisinage du PMB et la mi-course du piston.
La phase de recyclage externe précède le balayage quand le cylindre se ferme au voisinage du PMB et le suit quand le cylindre se ferme à 5 mi-course du piston.
La section débitante Sd maximale est constituée par la turbine HP en configuration série distributeur en pleine ouverture s'il est variable, waste gâte HP en pleine ouverture dans le cas contraire.
Les turbines sont dimensionnées pour permettre aux compresseurs o d'atteindre simultanément leurs rapports de pression maximaux.
La vanne EGR est remplacée par un clapet anti-retour ou une diode aérodynamique obturable.
25. Procédé d'alimentation d'un moteur selon la revendication 24 5 caractérisé par le fait que la pression P2 est inférieure à la limite autorisée pour ce calage,
- la vanne distributrice est en position recyclage,
- le cylindre est fermé au voisinage du PMB,
- le distributeur ou la waste gâte HP sont fermés, La pression atteint la valeur limite autorisée pour ce calage : la fermeture du cylindre est déplacée à la mi course du piston pour sensiblement doubler la P2 limite autorisée,
La vanne distributrice reste en position recyclage, Le distributeur ou la waste gâte HP restent fermés.
La pression P2 atteint la nouvelle limite autorisée pour ce nouveau calage : la vanne distributrice bloque le recyclage, le distributeur ou la waste gâte HP s'ouvrent pour maintenir la P2 à sa nouvelle limite autorisée, la transition peut se faire progressivement dans les deux sens ou rapidement avec un hystérésis.
26. Procédé selon l'une des revendications 6, 7, 8, 9, 16, 21 , 23, 25 caractérisé par le fait qu'à pleine charge la géométrie variable est pilotée pour maintenir un paramètre à sa valeur limite de consigne ; à charge partielle la géométrie variable est pilotée pour optimiser la dépollution et/ou les performances selon une cartographie mémorisée dans le calculateur de contrôle moteur.
27. Moteur selon la revendication 1 comportant une culasse plane porteuse de soupapes dont les faces coté chambre sont coplanaires avec la culasse et sensiblement tangentes au cylindre caractérisé par le fait que la ou les pipes d'admission se terminent par une tuyère oblongue définie par un demi cylindre supérieur s'appuyant sur le bord supérieur du siège conique et tangeant à ce dernier le long de sa génératrice située dans un plan sensiblement perpendiculaire au plan passant par l'axe du siège et par l'axe du cylindre et, par un cylindre inférieur couvrant la moitié de la tête de soupape opposée à la dite génératrice. Les tuyères seront par ailleurs orientées pour créer une vitesse tangentielle dans le même sens. L'angle des sièges sont choisis pour optimiser la stratification de la charge comburante.
28. Moteur selon la revendication 1 comportant une culasse plane porteuse de soupapes dont les faces coté chambre sont coplanaires avec la culasse et sensiblement tangentes au cylindre caractérisé par le fait que la
5 portée d'étanchéité conique des soupapes d'admission se prolonge vers le piston par une partie cylindrique de hauteur légèrement supérieure à la levée des dites soupapes, que les sièges coniques des dites soupapes sont disposés au fond de logements cylindriques aménagés dans la culasse pour recevoir les dites parties cylindriques des dites soupapes de telle sorte que la 0 face inférieure plane des soupapes soient dans le plan de la culasse quand elles reposent sur leurs sièges, le jeu entre les logements et les soupapes étant minimal, que des évidements sont pratiqués dans la culasse qui ne dépassent pas les frontières suivantes :
- deux portions cylindriques concentriques à l'alésage et tangentes 5 extérieurement et intérieurement à l'évidement cylindrique de chaque soupape,
- une surface conique prolongeant le demi siège de la soupape délimité par un plan passant par son axe et l'axe du cylindre,
Les évidements seront par ailleurs orientés pour créer une vitesse o tangentielle dans le même sens.
L'angle des sièges est choisi pour optimiser la stratification de la charge comburante.
29. Moteur selon l'une des revendications 27 et 28 caractérisé par le 5 fait qu'il comporte deux soupapes d'admission diamétralement opposées.
30. Moteur selon la revendication 1 caractérisé par le fait qu'une fraction des gaz recyclés est retenue dans le cylindre à la fermeture de ce dernier. Les gaz frais sont introduits par des conduits d'admission directifs 0 dans le but d'organiser une stratification des températures et des concentrations dans la chambre au point mort haut combustion. Le carburant est vaporisé dans les gaz frais.
31. Moteur selon la revendication 30 caractérisé par le fait que le carburant est introduit dans l'air pur entre le compresseur et le mélangeur d'EGR externe.
32. Moteur selon la revendication 30 caractérisé par le fait que le carburant est introduit dans le mélange entre l'air pur et l'EGR externe.
33. Moteur selon la revendication 30 caractérisé par le fait que le point d'allumage est piloté par le calage des soupapes à la fermeture du cylindre.
34. Moteur selon la revendication 30 caractérisé par le fait que le point d'allumage est piloté par la température de l'EGR externe.
35. Moteur selon la revendication 30 caractérisé par le fait que le premier allumage est commandé électriquement ou est déclenché spontanément par l'injection du carburant à haute pression au point mort haut.
36. Moteur selon la revendication 30 caractérisé par le fait que la chambre de travail des gaz présente une géométrie de révolution autour de l'axe du cylindre. La stratification présente une géométrie de révolution autour de l'axe du cylindre créée par l'orientation des orifices d'admission. La température de la charge comburante augmente entre la périphérie et l'axe pour que l'autoallumage se propage du centre vers la périphérie.
37. Moteur selon la revendication 36 caractérisé par le fait que le profil méridien de la chambre de combustion est choisi pour optimiser le taux de dégagement d'énergie par la progressivité des surfaces isothermes de la charge réactive.
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Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4558746B2 (ja) * 2004-01-14 2010-10-06 ロータス カーズ リミテッド ターボチャージャ過給型内燃機関
DE102004026797A1 (de) * 2004-06-02 2005-12-22 Daimlerchrysler Ag Brennkraftmaschine mit Abgasnachbehandlungssystem und ein Verfahren zur Regelung der Abgastemperatur
FR2881793B1 (fr) 2005-02-04 2007-05-11 Melchior Jean F Moteur alternatif a combustion interne et procede d'elimination des particules des gaz brules pour un tel moteur alternatif
FR2892155B1 (fr) * 2005-10-19 2007-12-14 Inst Francais Du Petrole Circuit d'alimentation en au moins un fluide d'un moteur suralimente et procede pour alimenter en au moins un fluide un tel moteur
WO2007064949A1 (fr) * 2005-12-02 2007-06-07 Borgwarner Inc. Soupape de recirculation des gaz d'échappement et passage de contournement de refroidisseur combinés
US7810476B2 (en) * 2007-03-06 2010-10-12 Gm Global Technology Operations, Inc. Method and apparatus for estimating exhaust temperature of an internal combustion engine
US8534047B2 (en) 2007-05-21 2013-09-17 Borgwarner Inc. Combustion engine breathing systems, components thereof and methods of operating and controlling the same
WO2009118471A1 (fr) * 2008-02-29 2009-10-01 Melchior Jean-Frederic Moteur a combustion interne a suralimentation pulsee
US7958401B2 (en) * 2008-07-25 2011-06-07 Freescale Semiconductor, Inc. Debug trace messaging with one or more characteristic indicators
US8402258B2 (en) * 2008-07-25 2013-03-19 Freescale Semiconductor, Inc. Debug message generation using a selected address type
US8024620B2 (en) * 2008-07-25 2011-09-20 Freescale Semiconductor, Inc. Dynamic address-type selection control in a data processing system
WO2011017270A1 (fr) * 2009-08-01 2011-02-10 Electro-Motive Diesel, Inc. Système de commande pour système de recirculation des gaz d’échappement d’un moteur diesel de locomotive à deux temps et à balayage continu
US20110155111A1 (en) * 2009-08-01 2011-06-30 Heilenbach James W Exhaust gas recirculation system for a locomotive two-stroke uniflow scavenged diesel engine
US20110094224A1 (en) * 2009-10-28 2011-04-28 Sheidler Alan D Metering exhaust gas recirculation system for a turbocharged engine having a turbogenerator system
US8375926B2 (en) * 2010-02-01 2013-02-19 Deere & Company Moisture purging in an EGR system
US10001137B2 (en) * 2012-05-29 2018-06-19 Borgwarner Inc. Exhaust-gas turbocharger
FR3001786B1 (fr) 2013-02-07 2016-03-04 Valeo Sys Controle Moteur Sas Vanne de decharge et dispositif associe
CN105264198B (zh) * 2013-06-14 2017-10-13 川崎重工业株式会社 发动机系统以及船舶
US9664102B2 (en) * 2014-11-05 2017-05-30 Deere & Company Power system with an intake gas cooler
DE102015012165B4 (de) * 2015-09-23 2024-05-23 Volkswagen Aktiengesellschaft Abgasrückführanordnung
US9644548B2 (en) 2015-10-02 2017-05-09 GM Global Technology Operations LLC Exhaust system pressure estimation systems and methods
US9657670B2 (en) 2015-10-02 2017-05-23 GM Global Technology Operations LLC Exhaust system temperature estimation systems and methods

Family Cites Families (37)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1370346A (en) * 1919-08-18 1921-03-01 Adolph L Nelson Oiling device for valve-stems
US3009450A (en) * 1956-02-03 1961-11-21 Herbert H Engemann Automatic clearance regulator
US3056392A (en) * 1959-06-03 1962-10-02 Daub Rudolph Internal combustion engines
US3315650A (en) * 1965-09-17 1967-04-25 Ford Motor Co Internal combustion engine combustion process
US3494336A (en) * 1967-02-10 1970-02-10 Phillip S Myers Method and apparatus for reducing exhaust emissions and improving fuel utilization in internal combustion engines
US4187823A (en) * 1978-03-03 1980-02-12 Caterpillar Tractor Co. High swirl inlet port
US4426848A (en) * 1981-11-20 1984-01-24 Dresser Industries, Inc. Turbocharged engine exhaust gas recirculation system
DE3225867A1 (de) * 1982-07-10 1984-01-12 Audi Nsu Auto Union Ag, 7107 Neckarsulm Brennkraftmaschine mit einem abgasturbolader
US4744340A (en) * 1985-07-17 1988-05-17 Kirby Ronald A Vortex generator intake valve and system of using the same
FR2592430B1 (fr) * 1985-12-31 1990-01-05 Melchior Jean Moteur a combustion interne a deux temps et culasse equipant celui-ci
US5042443A (en) * 1990-07-27 1991-08-27 Francesco Romanelli Multiple-valve internal combustion engine
FR2690951B1 (fr) 1992-05-05 1995-08-04 Melchior Jean Procede d'alimentation pour moteur a combustion interne a allumage par compression.
DE4240239C2 (de) * 1992-12-01 1995-11-30 Wolfgang Schmitz Verbrennungskraftmaschine
US5509394A (en) * 1993-02-03 1996-04-23 Mazda Motor Corporation Internal combustion engine with supercharger
DE4312078C2 (de) * 1993-04-13 1995-06-01 Daimler Benz Ag Abgasturbolader für eine aufgeladene Brennkraftmaschine
DE69740148D1 (de) * 1996-08-23 2011-04-21 Cummins Inc Verbrennungskraftmaschine mit Kompressionszündung und Kraftstoff-Luft Vormischung mit optimaler Verbrennungsregelung
US5802846A (en) * 1997-03-31 1998-09-08 Caterpillar Inc. Exhaust gas recirculation system for an internal combustion engine
US6003315A (en) * 1997-03-31 1999-12-21 Caterpillar Inc. Exhaust gas recirculation system for an internal combustion engine
JPH10318046A (ja) * 1997-05-15 1998-12-02 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 過給エンジンの排気再循環装置
EP0983433B1 (fr) * 1998-02-23 2007-05-16 Cummins Inc. Moteur a allumage par compression d'une charge prealablement melangee, et a reglage optimal de la combustion
DE19819699B4 (de) * 1998-05-02 2005-05-19 Daimlerchrysler Ag Abgasturbolader
JP4022006B2 (ja) * 1998-06-09 2007-12-12 ヤンマー株式会社 内燃機関の吸気ポート形状
JP4326044B2 (ja) * 1998-08-21 2009-09-02 日産自動車株式会社 ４サイクル内燃機関
DE19858293C1 (de) * 1998-12-17 2000-03-09 Daimler Chrysler Ag Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader mit variabler Turbinengeometrie
DE19913792A1 (de) * 1999-03-26 2000-10-05 Daimler Chrysler Ag Verfahren zum Betrieb einer aufgeladenen Brennkraftmaschine
US6205785B1 (en) * 1999-07-21 2001-03-27 Caterpillar Inc. Exhaust gas recirculation system
US6354084B1 (en) * 1999-08-20 2002-03-12 Cummins Engine Company, Inc. Exhaust gas recirculation system for a turbocharged internal combustion engine
DE10010978B4 (de) * 2000-03-07 2005-03-24 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Regelung des Ladedrucks einer Brennkraftmaschine
CA2342404C (fr) * 2000-03-27 2007-05-15 Mack Trucks, Inc. Moteur turbocompresse avec recirculation des gaz d'echappement
US6561157B2 (en) * 2000-05-08 2003-05-13 Cummins Inc. Multiple operating mode engine and method of operation
US6360732B1 (en) * 2000-08-10 2002-03-26 Caterpillar Inc. Exhaust gas recirculation cooling system
DE10049912A1 (de) * 2000-10-10 2002-04-11 Daimler Chrysler Ag Brennkraftmaschine mit Abgasturbolader und Compound-Nutzturbine
DE60128260T2 (de) 2000-12-15 2008-01-10 Jean Frederic Melchior Variable ventilsteuerungseinrichtung, brennkraftmaschine mit einer solchen einrichtung, und verfahren zur ventilsteuerung und turboladung
ITTO20010615A1 (it) * 2001-06-26 2002-12-26 Iveco Motorenforschung Ag Unita' motore endotermico-turbocompressore per un autoveicolo, in particolare per un veicolo industriale, con controllo della potenza della
ITTO20010660A1 (it) * 2001-07-06 2003-01-06 Fiat Ricerche Motore diesel pluricilindrico con azionamento variabile delle valvole.
DE10140952A1 (de) * 2001-08-21 2003-03-20 Bosch Gmbh Robert Ventilmechanismus mit einem variablen Ventilöffnungsquerschnitt
FR2847005B1 (fr) * 2002-11-12 2005-02-18 Peugeot Citroen Automobiles Sa Dispositif perfectionne de regulation thermique de l'air d'admission d'un moteur et de gaz d'echappement recircules emis par ce moteur

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
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