EP2895722A1 - Procede de determination d'une pression en amont d'un compresseur pour un!moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation - Google Patents

Procede de determination d'une pression en amont d'un compresseur pour un!moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation

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EP2895722A1
EP2895722A1 EP13762169.4A EP13762169A EP2895722A1 EP 2895722 A1 EP2895722 A1 EP 2895722A1 EP 13762169 A EP13762169 A EP 13762169A EP 2895722 A1 EP2895722 A1 EP 2895722A1
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EP
European Patent Office
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mechanical compressor
pressure
upstream
engine
supercharging
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Withdrawn
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EP13762169.4A
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German (de)
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Thomas Leroy
Jonathan Chauvin
Alexandre Chasse
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IFP Energies Nouvelles IFPEN
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Publication date
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to the field of thermal engines, in particular heat engines equipped with a double supercharging.
  • a supercharging of an engine is called increasing the amount of air and fuel mixture in the engine cylinders relative to normal operation.
  • the supercharging, and a fortiori the double supercharging can increase the efficiency of a heat engine without changing the speed of rotation.
  • the engine torque depends on the angle formed between the connecting rod and the crankshaft, the pressure of the gases inside the cylinder, called Effective Mean Pressure (or MSY) and the pressure the amount of fuel introduced.
  • MSY Effective Mean Pressure
  • the gaseous mixture is compressed at the intake of the engine (essentially comprising air and optionally flue gases).
  • This compression can be achieved by the compressor of a turbocharger which is driven by the exhaust gas by means of a turbine, or compression can be effected by a separate mechanical compressor, which can be driven by the crankshaft of the engine.
  • Double supercharging is called when the gas mixture at the intake is compressed twice: for example, a first time by a compressor of the turbocharger and a second time by a mechanical compressor located in the engine intake circuit.
  • the mechanical compressor dynamically controlled, offsets the turbocharger inertia at startup.
  • the boost pressure In order to control the air pressure at the intake, called the boost pressure, it is possible to modify the behavior of the two compressors.
  • a valve called bypass valve, which is placed in parallel with the compressor and deflects the air to the compressor according to its opening which is controlled.
  • a controlled clutch is inserted between a gearbox and the mechanical compressor. The clutch allows the activation or deactivation of the mechanical compressor.
  • the mechanical compressor is disabled for high engine speeds (the limit speed depends on the drive ratio between the crankshaft and the mechanical compressor).
  • VVT variable geometry turbine
  • the controlled modification of the geometry causes a change in the speed of rotation of the turbocharger and thus a modification of the compression.
  • the heat engine and the supercharging system must be instrumented to know different pressures and temperatures within the supercharging circuit.
  • the measured values are used to control the supercharging, the engine, but also the diagnosis of the operation of the supercharging.
  • FIG. 1 shows a heat engine equipped with a double supercharging and instrumented.
  • An engine (1) is equipped with an intake circuit and an exhaust circuit.
  • In the intake circuit are arranged in the direction of air circulation: an air filter (7), the compressor of the turbocharger (2), a first supercharged air cooler (6), a mechanical compressor ( 3) and a second supercharged air cooler (5).
  • In parallel with the mechanical compressor is a bypass circuit, called bypass circuit, comprising a bypass valve (4).
  • bypass circuit comprising a bypass valve (4).
  • the turbocharger turbine (2) this turbine is variable geometry (VGT).
  • the mechanical compressor (3) is driven by the crankshaft of the engine (1) by transmission means, in particular a belt, and by means of a clutch (1 1).
  • the supercharged air coolers (5, 6) are used to cool the air that has been heated during successive compressions.
  • the engine may include an exhaust gas recirculation circuit (EGR) comprising a cooler (10) and a valve (9), called the EGR valve.
  • EGR exhaust gas recirculation circuit
  • the flue gases circulating mix with fresh air between the air filter (7) and the compressor of the turbocharger (2).
  • the engine (1) as shown comprises four cylinders. These last two characteristics (EGR and number of cylinders) are independent of the invention and are not limiting.
  • the motor (1) is equipped with four sensors respectively for measuring a pressure P avcm of a gaseous mixture upstream of a mechanical compressor (3), a temperature T avcm upstream of said mechanical compressor
  • the invention relates to a method for determining the pressure P avcm upstream of the compressor (mechanical or electrical).
  • the pressure is determined by means of an estimator based on a law of conservation of flow rates in the volume upstream of the mechanical compressor. This law of conservation of flows makes it possible to take into account the physical behaviors of the flows and consequently to obtain a reliable and robust estimation of the pressure P avcm .
  • the invention relates to a method for determining a pressure P avcm of a gaseous mixture upstream of a mechanical compressor integrated in a supercharging system of a heat engine, said supercharging system further comprising a turbocharger for compressing said a gaseous mixture at the inlet of said engine and a bypass circuit arranged in parallel with said mechanical compressor comprising a bypass valve.
  • a dynamic model is constructed by applying a flow rate conservation law to the volume upstream of said mechanical compressor, said model connecting said pressure P avcm upstream of said mechanical compressor to a temperature T avcm upstream of said mechanical compressor, at a pressure P sural and a supercharging T sural temperature at the inlet of said engine, and a Bypass opening of said bypass valve;
  • said temperature T avcm is determined upstream of said compressor compressor; c) said P sural pressure and said booster T superal temperature are acquired at the intake of said engine as well as the Bypass opening of said bypass valve; and d) said pressure P avcm upstream of said mechanical compressor is determined by means of said dynamic model.
  • said temperature T avcm upstream of said mechanical compressor is determined by means of a temperature sensor placed upstream of said compressor.
  • the supercharging system further comprising a supercharged air cooler between said turbocharger and the mechanical compressor, said temperature T avcm upstream of said mechanical compressor is determined by means of a mapping of said air cooler and a flow through said air cooler.
  • said mechanical compressor is driven by the crankshaft of said engine, the flow D cm passing through said mechanical compressor is written by a formula
  • said mechanical compressor is driven by an electric motor.
  • P DALY min (max (P flim, P DALY), P mml ).
  • said pressure P is acquired and said temperature T mral mral supercharging the intake of said engine by means of pressure and temperature sensors disposed upstream of the intake manifold of said engine.
  • the invention relates to a supercharging control method of a heat engine equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger and a mechanical compressor for compressing said gas mixture at the intake of said engine and a branch circuit arranged in parallel with said mechanical compressor comprising a bypass valve.
  • the invention relates to a method for diagnosing abnormal operation of a supercharging system of a heat engine, said supercharging system comprising a turbocharger and a mechanical compressor for compressing said gas mixture at the intake of said engine, a branch circuit arranged in parallel with said mechanical compressor comprising a bypass valve.
  • said abnormal operation of said supercharging system is a leak in the intake system.
  • the invention also relates to a method for controlling a heat engine equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger and a mechanical compressor for compressing a gas mixture with the admission of said motor and a bypass circuit arranged in parallel with said mechanical compressor comprising a bypass controlled valve.
  • a supercharging system comprising a turbocharger and a mechanical compressor for compressing a gas mixture with the admission of said motor and a bypass circuit arranged in parallel with said mechanical compressor comprising a bypass controlled valve.
  • a temperature T DALY upstream of said mechanical compressor is determined, a P mral pressure and a temperature T mral supercharging the intake of said engine and a pressure P DALY upstream of said mechanical compressor by means of the method as described previously;
  • said filling model is determined by means of a filling equation of said supercharging volume defined by a formula of
  • said supercharging pressure P mral with respect to time, R is the perfect gas constant, V mral the supercharging volume, D cm flow reaching said compressor, D L outflow through said bypass valve which is a function of the opening of said bypass valve and D asp the suction flow exiting to the cylinders of said engine.
  • said filling model is an open-loop filling model which is written by a relation of the type: Bypass sp
  • said filling model is a closed-loop filling model which is written by a relation of the type:
  • Figure 1 already described, illustrates an engine equipped with a double supercharging system and instrumented with four sensors.
  • Figures 2a) and 2b) illustrate a portion of the instrumented supercharging circuit for two embodiments of the method according to the invention.
  • FIG. 3a illustrates the difference between the pressures estimated by the method according to the invention and reference pressures
  • FIG. 3b represents the absolute pressure errors in a torque regime plane.
  • Figures 4a) and 4b) respectively correspond to Figures 3a) and 3b) taking into account dispersions at the sensors and components of the supercharging system.
  • FIG. 5 illustrates the origin of the dispersions in the upstream pressure estimation of the mechanical compressor.
  • FIGS. 6a) to 6d) show the supercharging pressure, the pressure upstream of the compressor, the opening of the bypass valve and the VGT turbine and the effective average pressure (PME) for an open-loop control according to a motor control method implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 7a) and 7b) represent the supercharging pressure for an open-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • Figures 8a) and 8b) show the pressure upstream of the mechanical compressor for open loop control according to a motor control method using respectively a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 9a) and 9b) represent the positions of the actuators for open-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 10a) and 10b) represent the supercharging pressure for closed-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 11 a) and 1 1 b) represent the pressure upstream of the mechanical compressor for closed-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 12a) and 12b) represent the positions of the actuators for a closed-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 13a) and 13b) illustrate the excess of the supercharging pressure over one thousand dispersed tests for closed-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 14a) and 14b) illustrate the response time of the supercharging pressure over one thousand dispersed tests for a closed-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 14a) and 14b) illustrate the response time of the supercharging pressure over one thousand dispersed tests for a closed-loop control according to a motor control method respectively using a measurement of the pressure upstream of the mechanical compressor and implementing the determination method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • the process for determining the pressure upstream of a mechanical or electrical compressor (that is to say driven by an electric motor) according to the invention is suitable for any heat engine equipped with a double supercharging, and does not not limit to the heat engine of Figure 1.
  • the method is described for the double supercharging example of FIG.
  • the invention is also suitable for a double supercharging implemented by a mechanical compressor driven by an electric motor.
  • the method according to the invention relates to the determination of the upstream pressure P avcm of a gaseous mixture (air and optionally flue gas) upstream of the compressor of a supercharging system. To determine this pressure, the following steps are implemented:
  • Steps 1) and 2) are independent and can be performed in the order presented, in reverse order or simultaneously.
  • it is possible to know the pressure upstream of the compressor without the use of an additional sensor.
  • upstream and downstream are defined with respect to the direction of the flow of gases at the inlet and the exhaust.
  • the following notations are used:
  • T sural pressure and supercharging temperature at the intake of the engine (1) and downstream of the mechanical compressor (3).
  • V avcm volume upstream of the mechanical compressor (3) between the mechanical compressor (3) and the air cooler (6).
  • V max boost volume between the engine intake valves (1) on the one hand and the mechanical compressor (3) and the bypass valve (4) on the other hand.
  • R specific constant of the perfect gases, which is the same for all the gases concerned here (air and exhaust gas), and which is worth 288 J / kg / K.
  • volumetric flow rate of the mechanical compressor (3) • ⁇ : volumetric flow rate of the mechanical compressor (3).
  • the volumetric flow rate is obtained from a map, which may be part of the data supplied by the supplier of the mechanical compressor (3).
  • ⁇ ⁇ pressure drop in the supercharged air cooler (6) located between the turbocharger (2) and the mechanical compressor (3). This term of pressure loss is mapped according to the speed of the mechanical compressor (3) and the density of the gases.
  • K i and K p return loop calibration parameters for the closed-loop control method embodiment.
  • PME average effective pressure, it corresponds to the ratio between the work provided by the engine (1) during a cycle and the displacement of the engine (1).
  • the temperature T avcm upstream of the mechanical compressor (3) is determined.
  • the temperature T avcm upstream of the mechanical compressor (3) is determined by means of a mapping of the air cooler (6) situated between the two compressors and by means of the air flow rate passing through the air cooler (6) and the outside temperature, the mapping corresponds for example to a curve in the flow / outside temperature plane.
  • the air flow through the cooler corresponds to the flow of air D asp sucked by the cylinders.
  • the engine instrumentation for this embodiment is shown in Figure 2a).
  • This variant embodiment has the advantage of requiring no sensor upstream of the mechanical compressor.
  • the temperature T avcm upstream of the mechanical compressor (3) is determined by means of a temperature sensor disposed at the outlet of the air cooler (6) upstream of the mechanical compressor (3). ) before the diversion.
  • the engine instrumentation for this embodiment is shown in Figure 2b).
  • the pressure P and temperature T mral mral boost to the engine intake (1) and the bypass opening of the bypass valve (4) are values acquired to determine the pressure upstream of the mechanical compressor by the process according to the invention.
  • the P sural pressure and the supercharging T superal temperature at the intake of the engine (1) can be determined by means of respectively pressure and temperature sensors located upstream of the engine at the output of the mechanical compressor (3) and the bypass circuit (bypass).
  • the Bypass opening of the bypass valve (4) can be determined by means of its setpoint or by means of the position of its actuator.
  • step 2) is independent of step 1) and can be performed before, after or during step 1).
  • Step 3 determining the pressure upstream of the mechanical compressor
  • a dynamic model is constructed based on a law of conservation of flow rates applied to the volume upstream of the mechanical compressor (3).
  • the upstream volume V avcm of the mechanical compressor (3) is delimited by the mechanical compressor (3), the air cooler (6) and does not include the volume of the branch circuit.
  • the dynamic model represents the filling of this volume and connects the pressure P avcm upstream of the mechanical compressor (3) to the P sural pressure and supercharging T sural temperature at the inlet of said engine (1) and the Bypass opening of said bypass valve (4).
  • the dynamic model can be written by a formula of the type:
  • the flow rate D c may correspond to an estimation of the flow rate through the centrifugal compressor (2) using a cylinder filling model plus a dynamic term resulting from the deconvolution of the dynamics in the intake distributor.
  • the suction flow rate D asp is given by the engine filling model; it is a static model connecting the flow sucked by the cylinders with the quantities on admission, this type of model classically equips the engine control means and can be of the type
  • the flow D cm passing through the mechanical compressor (3) can be determined when the mechanical compressor (3) is connected to the crankshaft of the engine (1) (see FIGS.
  • the volumetric flow rate of the mechanical compressor (3) is obtained from a map of the mechanical compressor (3) of the mechanical compressor speed as a function of the ratio of the downstream and upstream pressures. This mapping can be part of the data provided by the supplier of the mechanical compressor (3) or can be determined experimentally. In addition, the term represents the density p cm of the gases passing through the mechanical compressor.
  • the dynamic model can be written by a formula of the form:
  • the model is used to determine the pressure P DALY upstream of the supercharger based on the values acquired from the P mral pressure and temperature T mral supercharging the intake of said engine (1), the Bypass opening of said bypass valve (4) and the flow rate D c passing through the turbocharger compressor (2).
  • a value of the pressure P avcm is obtained without instrumenting a pressure sensor upstream of the mechanical compressor (3).
  • the method according to the invention is adapted to the heat engine, especially for vehicles and more particularly motor vehicles.
  • the heat engine concerned may be a gasoline engine or a diesel engine.
  • the method according to the invention can be used in a method of controlling the supercharging of a heat engine.
  • the invention also relates to a supercharging control method of a heat engine (1) equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger (2) and a mechanical compressor (3) for compressing said mixture gaseous at the inlet of the engine (1) and a bypass circuit arranged in parallel with the mechanical compressor (3) comprising a bypass valve (4).
  • a supercharging control method of a heat engine (1) equipped with a supercharging system said supercharging system comprising a turbocharger (2) and a mechanical compressor (3) for compressing said mixture gaseous at the inlet of the engine (1) and a bypass circuit arranged in parallel with the mechanical compressor (3) comprising a bypass valve (4).
  • bypass valve (4) and / or the turbocharger (2) is controlled (particularly in the case of a variable geometry turbocharger (VGT)) and / or if applicable the clutch disposed between the crankshaft of the engine and the mechanical compressor (3).
  • VVT variable geometry turbocharger
  • the method as described above can be used within a method of diagnosis of supercharging.
  • the invention furthermore relates to a method for diagnosing abnormal operation of a heat engine (1) equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger (2) and a mechanical compressor (3) for compressing said a gaseous mixture at the intake of the engine (1) and a bypass circuit arranged in parallel with the mechanical compressor (3) comprising a bypass valve (4).
  • a supercharging system comprising a turbocharger (2) and a mechanical compressor (3) for compressing said a gaseous mixture at the intake of the engine (1) and a bypass circuit arranged in parallel with the mechanical compressor (3) comprising a bypass valve (4).
  • the abnormal operation of the engine corresponds to a leak in the supercharging system.
  • the method for determining the pressure upstream of the mechanical compressor can be used in a control method of a heat engine equipped with a double supercharging.
  • the invention also relates to a method of controlling a heat engine (1) equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger (2) and a mechanical compressor (3) for compressing a gas mixture to the admission of said motor (1) and a bypass circuit arranged in parallel with said mechanical compressor comprising a bypass controlled valve (4).
  • a Bypass sp opening setpoint of the bypass valve (4) is determined by means of the filling model, the boost pressure setpoint Sura P i> P and the pressure and temperature DALY DALY T upstream of the mechanical compressor (3) and the pressure P mral and temperature T mral supercharging;
  • bypass valve (4) is controlled according to the Bypass sp opening setpoint of the bypass valve.
  • the filling model reflects the filling of the supercharging volume and takes into account the physical phenomena involved for this filling.
  • the evolution of the pressure downstream of the mechanical compressor is governed by the filling dynamics of the volume located upstream of the valves.
  • This dynamic is written by a formula of the type:
  • the flow rates D bp and D cm can be determined in the same way as for the process for determining the pressure P avcm .
  • FIG. 1 In order to verify the estimation of the pressure P avcm with the method according to the invention, simulations are carried out for the instrumentation according to the prior art (FIG. 1) and according to the diagram of FIG. 2a), with a mechanical compressor .
  • the control method according to the third embodiment of the invention is also simulated for open-loop control and for closed-loop control for the instrumented thermal engine.
  • the predetermined threshold S of use of the mechanical compressor (3) is set at 3000 rpm.
  • FIGS. 6 to 9, 13a) and 14a) correspond to the open-loop control as described above
  • FIGS. 10 to 12 correspond to the closed-loop control as described in the paragraph above.
  • FIG. 3a) and 3b) show the results of estimating the pressure upstream of the mechanical compressor (3) at all the operating points of the area of use of the mechanical compressor (3).
  • FIG. 3a) shows the points of real values given by a reference model and the points of values given by the method according to the invention. We note that the points of the reference model and the estimated points are superimposed; the estimate is therefore good over the entire operating range.
  • Figure 3b) shows the absolute pressure errors in an SME Mean Effective Pressure and Ne. We note that the differences are minimal (between -6 and 16 mbar).
  • dispersions are considered for the various sensors and the various components of the supercharging system.
  • the purpose of dispersions is to simulate a difference between vehicles when they leave the factory. A sample of one thousand vehicles is considered. The dispersions follow a Gaussian distribution. The dispersions are as follows:
  • boost pressure sensor three sigmas at 35 mbar (which means that the probability that the actual value of the pressure is less than 35 mbar of the measured value is 99.7%),
  • Atmospheric pressure sensor three sigmas at 35 mbar (same dispersion as the boost pressure sensor),
  • Figures 4a) and 4b) correspond to Figures 3a) and 3b) and show the results on all operating points of the mechanical compressor use area of five thousand dispersed tests.
  • the light gray dots in the center are the actual values given by the reference model and the black dots are the plus and minus three sigma values. Note that the variation in the estimate is small: the black dots frame the reference points closely.
  • Figure 4b) shows the three sigma pressure errors. These results show that the estimate is not very dependent on the reliability of the inputs. The error remains below 60 mbar. Therefore, the control method according to the invention is very robust with respect to dispersions.
  • FIG. 5 shows, at each operating point, the origin of the dispersions of the estimation of the pressure upstream of the mechanical compressor.
  • Each camembert represents the contribution of the dispersions of each input: Psural supercharging pressure, Tsural supercharging temperature, pressure upstream of the mechanical compressor Pave, flow of the mechanical compressor Dcm and opening of the Bypass bypass valve on the output dispersions.
  • the boost pressure is the most influential, especially at the highest loads where the function of Barré Saint Venant is in a zone of strong variation (the pressure difference across the bypass valve is low on these points ). At the lowest loads, we notice that the section of the bypass valve becomes more influential. Indeed, the latter is partially closed in this area to achieve the required boost pressure.
  • a position error of the valve can therefore strongly modify the pressure estimate upstream of the mechanical compressor.
  • one is interested in the first place in an open-loop control to verify that the estimate produced gives results. equivalent to the prior art. We first look at an undispersed case and then the case in the presence of dispersions on the system. Then, the closed-loop strategy is evaluated on the scattered case.
  • FIGS. 6a) to 6c) show successive load taps for speeds of 1000, 1500, 2000, 2500, 3000 rpm for the open-loop control method.
  • the index 1 corresponds to the determination method according to the invention (without a sensor, FIG. 2a) and the index 2 corresponds to the process with pressure and temperature sensors upstream of the mechanical compressor (FIG. 1).
  • Figure 6a) shows the boost pressure set PJ raZ and the supercharging pressures determined according to the prior art and according to the invention. It can be seen that the process for determining the upstream pressure does not affect the speed of the control process.
  • FIG. 6b) illustrates the comparison between the pressure upstream of the mechanical compressor by the two methods.
  • Figure 6c shows the openings of the bypass valve (4) and the variable geometry turbocharger (2).
  • the openings are expressed in%, 0% means that the actuator is closed, while 100% means that the actuator is completely open.
  • the position defined by the control method is almost the same for both methods.
  • a discrepancy is however noticeable on the position of the bypass valve at the end of the transient at 2000 rpm. This is not detrimental since the pressure difference across the bypass valve is very small at this point.
  • Figure 6d shows that the trajectory of the average effective pressure PME is identical for the two methods.
  • dispersions are considered for the various sensors and components of the supercharging system.
  • the purpose of dispersions is to simulate a difference between vehicles when they leave the factory. A sample of one thousand vehicles is considered. The dispersions follow a Gaussian distribution.
  • the dispersions on the sensors are as follows:
  • Booster pressure sensor instrumentation according to the prior art: three sigmas at 35 mbar (which means that the probability that the actual value of the pressure is less than 35 mbar of the measured value is 99.7% )
  • Pressure sensor upstream mechanical compressor three sigmas at 35 mbar (it should be noted that the two pressure sensors can be recaled between them, the dispersions subsequently applied are identical for these two sensors),
  • FIGS. 7a), 8a) and 9a) correspond to the embodiment according to the prior art (FIG. 1 with 4 sensors), FIGS. 7b), 8b) and 9b) correspond to the embodiment according to the invention (FIG. ) without sensor upstream of the mechanical compressor).
  • FIGs 7a) and 7b) show the boost pressure trace for both methods.
  • sp setpoint
  • name response without dispersion
  • disp thousand scattered cases
  • the dispersions on the boost pressure are important.
  • the dispersion is less important at low speeds for which the mechanical compressor is requested. Indeed, the fact of estimating the pressure upstream of the mechanical compressor makes it possible to make this information coherent with respect to the measurement of the boost pressure (which is not the case when using its dispersed measurement).
  • Figures 8a) and 8b) represent the pressure upstream of the mechanical compressor on the same tests.
  • the curves in thicker lines correspond to the nominal value ("name") whereas the curves in thin line correspond to the thousand scattered cases ("disp"). It is found that the values determined according to the process according to the invention are slightly less dispersed than in the case of the prior art. This confirms the observations made previously.
  • FIGS 9a) and 9b) show the position of the actuators on the same tests.
  • the dispersions obtained are of the same order as for the supercharging pressures and upstream mechanical compressor.
  • the open loop control method using the determination method according to the invention is robust to dispersions and is even a little more robust than the same control method using pressure measurements.
  • Figures 10a) to 12b) correspond to Figures 7a) to 9b) for which the control method is a closed loop control.
  • FIGS 7a) and 7b) show the supercharging pressure trace. Both methods (with and without sensor) give similar results in terms of trajectory tracking.
  • FIGS. 8a) and 8b) as well as FIGS. 9a) and 9b) show the upstream pressure of the mechanical compressor and the position of the actuators. We can still see that the results are similar for both methods.
  • Figures 13a) to 14b) give the excess D and the response time Tr at 95% of the supercharging pressure on the thousand scattered tests.
  • Figures 13a) and 14a) correspond to the closed-loop control using the determination method according to the prior art.
  • Figures 13b) and 14b) correspond to the closed-loop control using the determination method according to the invention.
  • the horizontal lines of the rectangles define the second quartile, the median and the third quartile.
  • the lines outside the rectangle represent the three-sigma interval (99.7% of the points are in the range).
  • the points defined by crosses are marginal points.
  • the overshoot values D and the response time Tr are slightly worse for the process according to the invention, but remain acceptable. This is explained by the transient estimation differences.

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Abstract

L'invention concerne un procédé de détermination de la pression P avcm en amont d'un compresseur mécanique (3), équipant un circuit de double suralimentation d'un moteur thermique. La pression est déterminée au moyen d'un modèle dynamique basé sur une loi de conservation des débits dans le volume en amont du compresseur mécanique. Le modèle relie la pression P avcm en amont dudit compresseur mécanique (3) à une température T avcm en amont du compresseur mécanique (3), à une pression P sural et une température T sural de suralimentation à l'admission dudit moteur, ainsi qu'à une ouverture Bypass de la vanne de by-pass (4).

Description

PROCEDE DE DETERMINATION D'UNE PRESSION EN AMONT D'UN
COMPRESSEUR POUR UN|MOTEUR A COMBUSTION INTERNE EQUIPE
D'UNE DOUBLE SURALIMENTATION
La présente invention concerne le domaine des moteurs thermiques, en particulier les moteurs thermiques équipés d'une double suralimentation.
On appelle suralimentation d'un moteur, le fait d'augmenter la quantité du mélange d'air et de carburant au sein des cylindres du moteur par rapport à un fonctionnement normal. La suralimentation, et a fortiori la double suralimentation permettent d'augmenter le rendement d'un moteur thermique sans modifier la vitesse de rotation. En effet, le couple moteur (et par conséquent la puissance) dépend de l'angle formé entre la bielle et le vilebrequin, de la pression des gaz à l'intérieur du cylindre, nommée Pression Moyenne Effective (ou PME) et de la pression de la quantité de carburant introduite. Par exemple, pour un moteur à essence, si on augmente la quantité d'essence introduite dans le cylindre, il faut aussi augmenter proportionnellement la masse d'air (comburant) pour assurer une combustion complète de ce carburant (on conserve le même rapport air/carburant).
Pour obtenir cette suralimentation, on augmente la masse de gaz à l'admission, ce qui permet d'augmenter la quantité de carburant. Pour cela, on comprime le mélange gazeux à l'admission du moteur (comprenant essentiellement de l'air et optionnellement des gaz brûlés). Cette compression peut être réalisée par le compresseur d'un turbocompresseur qui est entraîné par les gaz d'échappement au moyen d'une turbine, ou la compression peut être effectuée par un compresseur mécanique distinct, qui peut être entraîné par le vilebrequin du moteur. On appelle double suralimentation lorsque le mélange gazeux à l'admission est comprimé deux fois : par exemple, une première fois par un compresseur du turbocompresseur et une deuxième fois par un compresseur mécanique situé dans le circuit d'admission du moteur. Classiquement, le compresseur mécanique, contrôlé dynamiquement, compense l'inertie du turbocompresseur au démarrage.
Afin de contrôler la pression de l'air à l'admission, appelée pression de suralimentation, il est envisageable de modifier le comportement des deux compresseurs. D'une part, pour contrôler l'air passant dans le compresseur mécanique, on commande une vanne, dite vanne de by-pass, qui est placée en parallèle du compresseur et dévie l'air vers le compresseur en fonction de son ouverture qui est commandée. En outre, lorsque le compresseur est entraîné par le vilebrequin du moteur, un embrayage commandé est inséré entre un réducteur et le compresseur mécanique. L'embrayage permet l'activation ou la désactivation du compresseur mécanique. Classiquement, le compresseur mécanique est désactivé pour les régimes du moteur élevés (le régime limite dépend du rapport d'entraînement entre le vilebrequin et le compresseur mécanique). D'autre part, pour contrôler la compression d'air par le turbocompresseur, celui-ci est équipé d'une turbine à géométrie variable (VGT), dont la modification commandée de la géométrie entraîne une modification de la vitesse de rotation du turbocompresseur et donc une modification de la compression.
Ainsi équipé, le moteur thermique et le système de suralimentation doivent être instrumentés pour connaître différentes pressions et températures au sein du circuit de suralimentation. Les valeurs mesurées servent au contrôle de la suralimentation, du moteur, mais aussi au diagnostic du fonctionnement de la suralimentation.
La figure 1 représente un moteur thermique équipé d'une double suralimentation et instrumenté. Un moteur (1 ) est équipé d'un circuit d'admission et d'un circuit d'échappement. Dans le circuit d'admission sont disposés dans le sens de la circulation de l'air : un filtre à air (7), le compresseur du turbocompresseur (2), un premier refroidisseur d'air suralimenté (6), un compresseur mécanique (3) et un deuxième refroidisseur d'air suralimenté (5). En parallèle du compresseur mécanique est disposé un circuit de dérivation, dit circuit de by- pass, comprenant une vanne de by-pass (4). Dans le circuit d'échappement, on retrouve la turbine du turbocompresseur (2), cette turbine est à géométrie variable (VGT). Le compresseur mécanique (3) est entraîné par le vilebrequin du moteur (1 ) par des moyens de transmission, notamment une courroie, et au moyen d'un embrayage (1 1 ). Les refroidisseurs d'air suralimenté (5, 6) permettent de refroidir l'air qui a été chauffé lors des compressions successives.
En outre, tel que représenté, le moteur peut comprendre un circuit de recirculation (8) des gaz d'échappement (EGR) comprenant un refroidisseur (10) et une vanne (9), dite vanne EGR. Les gaz brûlés qui circulent se mélangent à l'air frais entre le filtre à air (7) et le compresseur du turbocompresseur (2). Le moteur (1 ) tel que représenté comprend quatre cylindres. Ces deux dernières caractéristiques (EGR et nombre de cylindres) sont indépendantes de l'invention et ne sont pas limitatives.
Selon cet art antérieur, le moteur (1 ) est équipé de quatre capteurs permettant respectivement de mesurer une pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique (3), une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique
(3) et une pression Pmral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ). L'emploi de quatre capteurs est contraignant pour la conception du moteur notamment en termes d'encombrement, de montage, d'emplacement des capteurs... et est onéreux.
Pour éviter la multiplication du nombre de capteurs et faciliter la conception du moteur, l'invention concerne un procédé de détermination de la pression Pavcm en amont du compresseur (mécanique ou électrique). La pression est déterminée au moyen d'un estimateur basé sur une loi de conservation des débits dans le volume en amont du compresseur mécanique. Cette loi de conservation des débits permet de prendre en compte les comportements physiques des écoulements et par conséquent d'obtenir une estimation fiable et robuste de la pression Pavcm .
Le procédé selon l'invention
L'invention concerne un procédé de détermination d'une pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique intégré dans un système de suralimentation d'un moteur thermique, ledit système de suralimentation comprenant en outre un turbocompresseur pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission dudit moteur et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne de by-pass. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on construit un modèle dynamique en appliquant une loi de conservation des débits au volume en amont dudit compresseur mécanique, ledit modèle reliant ladite pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique à une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique, à une pression Psural et une température Tsural de suralimentation à l'admission dudit moteur, ainsi qu'à une ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass ;
b) on détermine ladite température Tavcm en amont dudit compresseur compresseur ; c) on acquiert ladite pression Psural et ladite température Tsural de suralimentation à l'admission dudit moteur ainsi que l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass ; et d) on détermine ladite pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique au moyen dudit modèle dynamique.
Selon un mode de réalisation de l'invention, on détermine ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique au moyen d'un capteur de température placé en amont dudit compresseur.
Alternativement, le système de suralimentation comprenant en outre un refroidisseur à air suralimenté entre ledit turbocompresseur et le compresseur mécanique, on détermine ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique au moyen d'une cartographie dudit refroidisseur à air et d'un débit traversant ledit refroidisseur à air.
Selon l'invention, ledit modèle dynamique s'écrit par une formule du type : = -r ≡L Dbp + Dc - Dcm ) avec Pavcm la dérivée par rapport au temps de la pression avcm
Pavcm en amont dudit compresseur mécanique, R la constante des gaz parfaits, Vavcm le volume en amont dudit compresseur mécanique, D, le débit traversant ladite vanne de by- pass, Dc le débit passant à travers ledit turbocompresseur et Dcm le débit passant à travers ledit compresseur mécanique, les débits Dbp et Dcm étant dépendants de la pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique, de ladite pression Pmral et de ladite température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur ainsi que de ladite ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass.
Avantageusement, ledit débit Dbp traversant ladite vanne de by-pass est déterminé par une relation de pertes de charge au niveau de ladite vanne de by-pass qui s'écrit par une formule du type : Dbp = Abp {Bypass)x f{Pavcm , Psural ,Tavcm ) avec Abp {Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type
1 - si >
p p p
sural J - Ι sural J sural J γ+ l
P avcm ' P sural 'T o
vec γ le rapport des capacités massiques des gaz.
De préférence, ledit compresseur mécanique est entraîné par le vilebrequin dudit moteur, le débit Dcm passant à travers ledit compresseur mécanique s'écrit par une formule
du type : Dcm = avec rcm le rapport de réduction
entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers
P.
le compresseur mécanique donnée par pt R la constante des gaz parfaits, le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air situé entre ledit turbocompresseur et ledit compresseur mécanique.
Alternativement, ledit compresseur mécanique est entraîné par un moteur électrique.
De plus, on peut saturer ladite pression Pavcm déterminée, par la pression atmosphérique Patm et par la pression de suralimentation Pmral , notamment par une formule du type : Pavcm = min(max(Pflim , Pavcm ), Pmml ) . Selon l'invention, on acquiert ladite pression Pmral et ladite température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur au moyen de capteurs de pression et de température disposés en amont du collecteur d'admission dudit moteur. En outre, l'invention concerne un procédé de contrôle de suralimentation d'un moteur thermique équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur mécanique pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission dudit moteur et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne de by-pass. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine ladite pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique au moyen du procédé tel que décrit précédemment ;
b) on détermine des conditions de suralimentation au moyen de ladite pression Pavcm ; et
c) on commande ladite vanne de by-pass et/ou ledit turbocompresseur en fonction desdites conditions de suralimentation.
De plus, l'invention concerne un procédé de diagnostic de fonctionnement anormal d'un système de suralimentation d'un moteur thermique, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur mécanique pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission dudit moteur, un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne de by-pass. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine ladite pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique au moyen du procédé tel que décrit précédemment ;
b) on détermine des conditions de suralimentation au moyen de ladite pression Pavcm ; et
c) on détecte ledit fonctionnement anormal dudit système de suralimentation au moyen desdites conditions de suralimentation.
Avantageusement, ledit fonctionnement anormal dudit système de suralimentation est une fuite dans le système d'admission.
L'invention concerne également un procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur mécanique pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne commandée de by-pass. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique, une pression P mral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur ainsi qu'une pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique au moyen du procédé tel que décrit précédemment ;
b) on acquiert une consigne de pression de suralimentation P^ral ;
c) on construit un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission dudit moteur d'une part et le compresseur mécanique et la vanne de by-pass d'autre part, ledit modèle relie la pression de suralimentation P mral à l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass au moyen de ladite pression Pavcm et de ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique ainsi que ladite température Tmral de suralimentation ;
d) on détermine une consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass au moyen dudit modèle de remplissage, de ladite consigne de pression de suralimentation P^ral , et de ladite pression P avcm et de ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique ainsi que de ladite pression P mral et de ladite température Tmral de suralimentation ; et
e) on commande ladite vanne de by-pass selon ladite consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass.
Avantageusement, ledit modèle de remplissage est déterminé au moyen d'une équation de remplissage dudit volume de suralimentation définie par une formule de
RT
conservation des débits du type : Pmral =—≡^{Dcm - Dbp - Dasp ) avec P mral la dérivée de sural
ladite pression de suralimentation P mral par rapport au temps, R la constante des gaz parfait, V mral le volume de suralimentation, Dcm le débit arrivant dudit compresseur , Dbp le débit sortant à travers ladite vanne de by-pass qui est fonction de l'ouverture de ladite vanne de by-pass et Dasp le débit aspiré sortant vers les cylindres dudit moteur.
Selon une variante de réalisation de l'invention, ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle ouverte qui s'écrit par une relation du type : Bypasssp
vec rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la
P.
densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par /? Φ le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Ds sp la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur, Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type
vec γ le rapport des capacités massiques des gaz et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air situé entre ledit turbocompresseur et ledit compresseur mécanique.
Selon une autre variante de réalisation de l'invention, ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle fermée qui s'écrit par une relation du type :
avec tre le
compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le
P.
compresseur mécanique donnée par pt φ le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Ds sp la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur, δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air situé entre ledit turbocompresseur et ledit compresseur mécanique, Ki et Kp des paramètres de calibration de la boucle de retour et Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type sural
P avcm ' P sural ' T o
avec γ le rapport des capacités massiques des gaz.
Présentation succincte des figures
D'autres caractéristiques et avantages du procédé selon l'invention, apparaîtront à la lecture de la description ci-après d'exemples non limitatifs de réalisations, en se référant aux figures annexées et décrites ci-après.
La figure 1 , déjà décrite, illustre un moteur équipé d'un système de double suralimentation et instrumenté avec quatre capteurs.
Les figures 2a) et 2b) illustrent une partie du circuit de suralimentation instrumenté pour deux modes de réalisation du procédé selon l'invention.
La figure 3a) illustre la différence entre des pressions estimées par le procédé selon l'invention et des pressions de référence et la figure 3b) représente les erreurs absolues de pression dans un plan régime couple.
Les figures 4a) et 4b) correspondent respectivement aux figures 3a) et 3b) en tenant compte de dispersions au niveau des capteurs et des composants du système de suralimentation.
La figure 5 illustre l'origine des dispersions dans l'estimation de pression amont du compresseur mécanique.
Les figures 6a) à 6d) représentent la pression de suralimentation, la pression en amont du compresseur, l'ouverture de la vanne de by-pass et de la turbine VGT et la pression moyenne effective (PME) pour une commande en boucle ouverte selon un procédé de commande du moteur mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 7a) et 7b) représentent la pression de suralimentation pour une commande en boucle ouverte selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 8a) et 8b) représentent la pression en amont du compresseur mécanique pour une commande en boucle ouverte selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 9a) et 9b) représentent les positions des actionneurs pour une commande en boucle ouverte selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 10a) et 10b) représentent la pression de suralimentation pour une commande en boucle fermée selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 1 1 a) et 1 1 b) représentent la pression en amont du compresseur mécanique pour une commande en boucle fermée selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 12a) et 12b) représentent les positions des actionneurs pour une commande en boucle fermée selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 13a) et 13b) illustrent le dépassement de la pression de suralimentation sur mille essais dispersés pour une commande en boucle fermée selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 14a) et 14b) illustrent le temps de réponse de la pression de suralimentation sur mille essais dispersés pour une commande en boucle fermée selon un procédé de commande du moteur utilisant respectivement une mesure de la pression en amont du compresseur mécanique et mettant en œuvre le procédé de détermination selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min. Description détaillée de l'invention
Le procédé de détermination de la pression en amont d'un compresseur mécanique ou électrique (c'est-à-dire entraîné par un moteur électrique) selon l'invention est adapté pour tout moteur thermique équipé d'une double suralimentation, et ne se limite pas au moteur thermique de la figure 1 . Toutefois, pour expliquer l'invention, le procédé est décrit pour l'exemple de double suralimentation de la figure 1 . De plus, dans la suite de la description et sur les figures 2a) et 2b), seul le mode de réalisation avec un compresseur mécanique entraîné par le vilebrequin du moteur thermique est décrit, toutefois, l'invention est également adaptée pour une double suralimentation mise en œuvre par un compresseur mécanique entraîné par un moteur électrique.
Le procédé selon l'invention concerne la détermination de la pression amont Pavcm d'un mélange gazeux (air et optionnellement des gaz brûlés) en amont du compresseur d'un système de suralimentation. Pour déterminer cette pression, les étapes suivantes sont mises en œuvre :
1 ) détermination de la température Tavcm en amont du compresseur
2) acquisition de la pression et la température de suralimentation et de l'ouverture de la vanne de by-pass
3) détermination de la pression amont Pavcm au moyen d'un modèle dynamique.
Les étapes 1 ) et 2) sont indépendantes et peuvent être réalisées dans l'ordre exposé, dans l'ordre inverse ou simultanément. Ainsi grâce au procédé sur l'invention, il est possible de connaître la pression en amont du compresseur sans l'utilisation d'un capteur supplémentaire.
Notations
Au cours de la description, les termes amont et aval sont définis par rapport au sens de l'écoulement des gaz à l'admission et à l'échappement. De plus, les notations suivantes sont utilisées :
• Pavcm ,Tavcm : pression et température en amont du compresseur mécanique (3), en sortie du premier refroidisseur d'air suralimenté (6).
• Psurai ,Tsural : pression et température de suralimentation à l'admission du moteur (1 ) et en aval du compresseur mécanique (3).
• Vavcm : volume en amont du compresseur mécanique (3) compris entre le compresseur mécanique (3) et le refroidisseur à air (6). • Vmral : volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission du moteur (1 ) d'une part et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part.
• Papcm : pression en aval du compresseur mécanique (3) et en amont du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5).
• Patm : pression atmosphérique.
• Bypass : position d'ouverture de la vanne de by-pass (4).
• Ne : régime du moteur (1 ).
• R : constante spécifique des gaz parfaits, qui est la même pour tous les gaz concernés ici (air et gaz d'échappement), et qui vaut 288 J/kg/K.
• Dcm : débit massique d'air en sortie du compresseur mécanique (3).
• Dbp : débit massique d'air traversant la vanne de by-pass (4).
• Dc : débit massique d'air passant à travers le compresseur du turbocompresseur (2).
· Abp : surface d'ouverture de la vanne de by-pass (4).
• γ : rapport des capacités massiques des gaz, on considère pour le mélange gazeux (air et gaz d'échappement) que γ = 1,4 .
• rcm : rapport de réduction entre le compresseur mécanique (3) et le vilebrequin (lorsque le compresseur est mécanique et qu'il est entraîné par le moteur).
· pcm : densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique (3) donnée
P
Par pa
• φ : débit volumétrique du compresseur mécanique (3). Le débit volumétrique est obtenu à partir d'une cartographie, qui peut faire partie des données fournies par le fournisseur du compresseur mécanique (3).
· δΡ : pertes de charge dans le refroidisseur d'air suralimenté (6) situé entre le turbocompresseur (2) et le compresseur mécanique (3). Ce terme de pertes de charge est cartographié en fonction du régime du compresseur mécanique (3) et de la densité des gaz.
• Ki et Kp : paramètres de calibration de la boucle de retour pour le mode de réalisation du procédé de commande en boucle fermée. • PME : pression moyenne effective, elle correspond au rapport entre le travail fourni par le moteur (1 ) durant un cycle et la cylindrée du moteur (1 ).
• VGT : ouverture de la turbine du turbocompresseur (2).
Ces notations, indexées par la mention -sp , représentent les consignes associées aux grandeurs considérées. La mention -mes indique les valeurs mesurées, la mention -nom indique les valeurs nominales, la mention -dtsp correspond aux valeurs avec dispersion et la mention -est indique les valeurs estimées. La dérivée par rapport au temps est indiquée par un point au dessus de la variable considérée. Étape 1 ) détermination de la température en amont du compresseur mécanique
Afin de pouvoir déterminer la pression Pavcm en amont du compresseur mécanique (3), on détermine la température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3).
Selon une première variante de réalisation de cette étape, la température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3) est déterminée au moyen d'une cartographie du refroidisseur à air (6) situé entre les deux compresseurs et au moyen du débit d'air passant à travers le refroidisseur à air (6) et de la température extérieure, la cartographie correspond- par exemple à une courbe dans le plan débit/température extérieure. Le débit d'air travers le refroidisseur correspond au débit d'air Dasp aspiré par les cylindres. L'instrumentation du moteur pour ce mode de réalisation est représentée en figure 2a). Cette variante de réalisation présente l'avantage de ne nécessiter aucun capteur en amont du compresseur mécanique.
Selon une deuxième variante de réalisation de cette étape, la température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3) est déterminée au moyen d'un capteur de température disposé à la sortie du refroidisseur à air (6) en amont du compresseur mécanique (3) avant la dérivation. L'instrumentation du moteur pour ce mode de réalisation est représentée en figure 2b).
Étape 2) acquisition de données
La pression Pmral et la température Tmral de suralimentation à l'admission du moteur (1 ) ainsi que l'ouverture Bypass de la vanne de by-pass (4) sont des valeurs à acquérir pour déterminer la pression en amont du compresseur mécanique par le procédé selon l'invention.
Tel que représenté sur les figures 2a) et 2b), la pression Psural et la température Tsural de suralimentation à l'admission du moteur (1 ) peuvent être déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température situés en amont du moteur en sortie du compresseur mécanique (3) et du circuit de dérivation (by-pass).
L'ouverture Bypass de la vanne de by-pass (4) peut être déterminée au moyen de sa consigne ou au moyen de la position de son actionneur.
On rappelle que l'étape 2) est indépendante de l'étape 1 ) et peut être réalisée avant, après ou pendant l'étape 1 ).
Étape 3) détermination de la pression en amont du compresseur mécanique
Pour déterminer la pression Pavcm du mélange gazeux en amont du compresseur mécanique (3), on construit un modèle dynamique basée sur une loi de conservation des débits appliquée au volume en amont du compresseur mécanique (3). Le volume en amont Vavcm du compresseur mécanique (3) est délimité par le compresseur mécanique (3), le refroidisseur à air (6) et ne comprend pas le volume du circuit de dérivation. Le modèle dynamique représente le remplissage de ce volume et relie la pression Pavcm en amont du compresseur mécanique (3) à la pression Psural et la température Tsural de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ) ainsi qu'à l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass (4).
De préférence, le modèle dynamique peut s'écrire par une formule du type :
RT i \
Pavcm = ^≡L\Dbp + DC - D , les débits Dbp et Dcm étant dépendants de la pression Pavcm avcm
en amont du compresseur mécanique (3), de la pression Pmral et de la température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ) ainsi que de l'ouverture Bypass de la vanne de by-pass (4). Le débit Dc peut correspondre à une estimation du débit à travers le compresseur centrifuge (2) utilisant un modèle de remplissage des cylindres plus un terme dynamique provenant de la déconvolution de la dynamique dans le répartiteur d'admission. Le débit aspiré Dasp est donné par le modèle de remplissage du moteur ; il s'agit d'un modèle statique reliant le débit aspiré par les cylindres avec les grandeurs à l'admission, ce type de modèle équipe classiquement les moyens de contrôle du moteur et peut être du type
Dasp = fonction(Psuml ,Tsural , Ne) . Ce modèle est donc une fonction de la pression de suralimentation. Ensuite, pour déterminer le débit Dc , on inverse la dynamique dans le répartiteur d'admission du moteur pour obtenir une relation du type PSUral = )■
a m Avantageusement, le débit Dbp traversant la vanne de by-pass (4) est déterminé par une relation de pertes de charge (équation de Barré-Saint-Venant) au niveau de la vanne de by-pass (4) qui s'écrit par une formule du type : Dbp = Abp {Bypass)x f{Pavcm , Psural ,Tavcm ) avec Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type
f(Pt avcm ' sural ' T avvccmm ) f = sural
a
De plus, le débit Dcm traversant le compresseur mécanique (3) peut être déterminé lorsque le compresseur mécanique (3) est relié au vilebrequin du moteur (1 ) (cf. figures 1 et
2) par une formule du type : Dcm = . Dans
cette formule le terme rcm Ne correspond au régime du compresseur mécanique (3) et le terme Psural + δΡ correspond à la valeur de la pression en aval du compresseur mécanique
Papcm . En effet, le débit volumétrique du compresseur mécanique (3) est obtenu à partir d'une cartographie du compresseur mécanique (3) du régime du compresseur mécanique en fonction du rapport des pressions aval et amont. Cette cartographie peut faire partie des données fournies par le fournisseur du compresseur mécanique (3) ou peut être déterminée expérimentalement. En outre, le terme représente la densité pcm des gaz passant à travers le compresseur mécanique.
Ainsi, le modèle dynamique peut s'écrire par une formule de la forme :
P avcm =
Une fois le modèle construit, on l'utilise pour déterminer la pression Pavcm en amont du compresseur mécanique en fonction des valeurs acquises de la pression Pmral et la température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ), de l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass (4) et du débit Dc traversant le compresseur du turbocompresseur (2). Ainsi, on obtient une valeur de la pression Pavcm sans instrumenter de capteur de pression en amont du compresseur mécanique (3).
Le procédé selon l'invention est adapté au moteur thermique, notamment pour des véhicules et plus particulièrement des véhicules automobiles. Le moteur thermique concerné peut être un moteur à essence ou un moteur Diesel.
Applications du procédé selon l'invention
Selon un mode de réalisation de l'invention, le procédé selon l'invention peut être utilisé au sein d'un procédé de contrôle de la suralimentation d'un moteur thermique. Ainsi, l'invention concerne également un procédé de contrôle de suralimentation d'un moteur thermique (1 ) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission du moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle du compresseur mécanique (3) comportant une vanne de by-pass (4). Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine la pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique (3) au moyen du procédé tel que décrit ci-dessus ;
b) on détermine au moyen de la pression Pavcm des conditions de suralimentation telles que les quantités d'air et de carburant au sein des cylindres du moteur (1 ), le régime et le couple du moteur... ; et
c) on commande en fonction des conditions de suralimentation la vanne de by-pass (4) et/ou le turbocompresseur (2) (notamment lorsqu'il s'agit un turbocompresseur à géométrie variable (VGT)) et/ou le cas échéant l'embrayage disposé entre le vilebrequin du moteur et le compresseur mécanique (3).
Selon un mode de réalisation de l'invention, le procédé tel que décrit ci-dessus peut être utilisé au sein d'un procédé de diagnostic de la suralimentation. Ainsi, l'invention concerne en outre un procédé de diagnostic de fonctionnement anormal d'un moteur thermique (1 ) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission du moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle du compresseur mécanique (3) comportant une vanne de by-pass (4). Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine la pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique (3) au moyen du procédé tel que décrit précédemment ;
b) on détermine au moyen de la pression Pavcm des conditions de suralimentation telles que les quantités d'air et de carburant au sein des cylindres du moteur (1 ), le régime et le couple du moteur... ; et
c) on détecte un fonctionnement anormal du système de suralimentation en fonction des conditions de suralimentation.
Par exemple, le fonctionnement anormal du moteur correspond à une fuite dans le système de suralimentation.
Selon un mode de réalisation de l'invention, le procédé de détermination de la pression en amont du compresseur mécanique peut être utilisé au sein d'un procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation. Ainsi, l'invention concerne également un procédé de commande d'un moteur thermique (1 ) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne commandée de by-pass (4). Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes : a) on détermine une température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3), une pression P mral et une température Tmral de suralimentation à l'admission du moteur (1 ) ainsi qu'une pression Pavcm en amont du compresseur mécanique (3) au moyen du procédé tel que décrit précédemment ;
b) on acquiert une consigne de pression de suralimentation PJraZ ;
c) on construit un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission du moteur (1 ) d'une part et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part, ledit modèle relie la pression de suralimentation P mral à l'ouverture Bypass de la vanne de by-pass au moyen de la pression Pavcm et de la température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3) ainsi que la température Tmral de suralimentation ;
d) on détermine une consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass (4) au moyen du modèle de remplissage, de la consigne de pression de suralimentation Psurai > et la pression Pavcm et de la température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3) ainsi que de la pression P mral et de la température Tmral de suralimentation ; et
e) on commande la vanne de by-pass (4) selon la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass.
Le modèle de remplissage traduit le remplissage du volume de suralimentation et prend en compte les phénomènes physiques mis en jeu pour ce remplissage.
Selon une variante de réalisation de l'invention, l'évolution de la pression en aval du compresseur mécanique est gouvernée par la dynamique de remplissage du volume situé en amont des soupapes. Cette dynamique s'écrit par une formule du type :
RT sural
sural (Dcm - Dbp - Dasp )
V s.ural
Le débit aspiré Dasp est donné par le modèle de remplissage du moteur ; il s'agit d'un modèle statique reliant le débit aspiré par les cylindres avec les grandeurs à l'admission, ce type de modèle équipe classiquement les moyens de contrôle du moteur et peut être du type Dasp = fonction{Pmral ,Tsuml , Ne) . Ce modèle est donc une fonction de la pression de suralimentation.
Les débits Dbp et Dcm peuvent être déterminés de la même façon que pour le procédé de détermination de la pression Pavcm .
En boucle ouverte, le modèle de remplissage peut s'écrire :
Bypasssp
P ssupral, + SP( Vr cm x Ne,' rp cm ) f D aspsp
Alternativement, on peut écrire le modèle de remplissage en boucle fermée par une relation du type :
Bypass J) avec δπ = -Kp {Psuml - P^al )- K^^Psural - P^ral )it , Kp , Ki étant des paramètres de calibration de la boucle de retour. Exemples d'applications
Afin de vérifier l'estimation de la pression Pavcm avec le procédé selon l'invention, des simulations sont réalisées pour l'instrumentation selon l'art antérieur (figure 1 ) et selon le schéma de la figure 2a), avec un compresseur mécanique. On simule également le procédé de commande selon le troisième mode de réalisation de l'invention pour la commande en boucle ouverte et pour la commande en boucle fermée pour le moteur thermique instrumenté. Pour ces simulations, le seuil prédéterminé S d'utilisation du compresseur mécanique (3) est fixé à 3000 tr/min. Les figures 6 à 9, 13a) et 14a) correspondent à la commande en boucle ouverte telle que décrite ci-dessus et les figures 10 à 12 correspondent à la commande en boucle fermée telle que décrite dans le paragraphe ci- dessus.
Les figures 3a) et 3b) présentent les résultats d'estimation de la pression en amont du compresseur mécanique (3) sur tous les points de fonctionnement de la zone d'utilisation du compresseur mécanique (3). Sur la figure 3a) on représente les points de valeurs réelles données par un modèle de référence et les points de valeurs données par le procédé selon l'invention. On constate que les points du modèle de référence et les points estimés sont superposés ; l'estimation est donc bonne sur toute la plage de fonctionnement. La figure 3b) présente les erreurs absolues de pression dans un repère Pression Moyenne Effective PME et régime Ne. On constate que les écarts sont minimes (compris entre -6 et 16 mbar).
Pour étudier la robustesse du procédé de détermination en présence de dispersions, on considère des dispersions pour les différents capteurs et les différents composants du système de suralimentation. Les dispersions ont pour but de simuler une différence entre les véhicules à leur sortie d'usine. On considère un échantillon de mille véhicules. Les dispersions suivent une répartition gaussienne. Les dispersions sont les suivantes :
• capteur de pression de suralimentation : trois sigmas à 35 mbar (ce qui signifie que la probabilité que la valeur réelle de la pression soit à moins de 35 mbar de la valeur mesurée est de 99,7 %),
• capteur de température de suralimentation : trois sigmas à 3 °C,
· capteur de pression atmosphérique : trois sigmas à 35 mbar (même dispersion que le capteur de pression de suralimentation),
• débit à travers le compresseur mécanique : trois sigmas à 0,5 %,
• position de la vanne de by-pass : trois sigmas fonction de l'ouverture, cf. tableau 1 ci- dessous
Tableau 1 - Dispersion sur la vanne de by-pass
Ouverture vanne de by-pass (%) 100 80 60 40 20 0 Trois sigmas (%) 1 ,46 2,91 4,01 5,48 7,80 6,63
Les figures 4a) et 4b) correspondent aux figures 3a) et 3b) et présentent les résultats sur tous les points de fonctionnement de la zone d'utilisation du compresseur mécanique sur cinq mille essais dispersés. Sur la figure 4a), les points gris clairs au centre sont les valeurs réelles données par le modèle de référence et les points noirs sont les valeurs à plus et moins trois sigmas. On remarque que la variation de l'estimation est faible : les points noirs encadrent de manière rapprochée les points de référence. La figure 4b) présente les erreurs à trois sigma de pression. Ces résultats montrent que l'estimation est peu dépendante de la fiabilité des entrées. L'erreur reste inférieure à 60 mbar. Par conséquent, le procédé de commande selon l'invention est bien robuste vis à vis des dispersions.
La figure 5 présente, sur chaque point de fonctionnement, l'origine des dispersions de l'estimation de la pression en amont du compresseur mécanique. Chaque camembert représente la contribution des dispersions de chaque entrée : pression de suralimentation Psural, température de suralimentation Tsural, pression en amont du compresseur mécanique Pave, débit du compresseur mécanique Dcm et ouverture de la vanne de by- pass Bypass sur les dispersions de sortie. On remarque que la pression de suralimentation est la plus influente, notamment aux plus fortes charges où la fonction de Barré Saint Venant est dans une zone de forte variation (la différence de pression aux bornes de la vanne de by- pass est faible sur ces points). Aux plus faibles charges, on remarque que la section de la vanne de by-pass devient plus influente. En effet, cette dernière est partiellement fermée dans cette zone pour réaliser la pression de suralimentation requise. Une erreur de position de la vanne peut donc fortement modifier l'estimation de la pression en amont du compresseur mécanique. Pour évaluer l'impact de l'estimation par le procédé selon l'invention sur le procédé de commande du troisième mode de réalisation, on s'intéresse en premier lieu à une commande en boucle ouverte pour vérifier que l'estimation réalisée donne des résultats équivalents à l'art antérieur. On regarde dans un premier temps un cas non dispersé puis le cas en présence de dispersions sur le système. Ensuite, on évalue la stratégie en boucle fermée sur le cas dispersé.
Les figures 6a) à 6c) présentent des prises de charge successives pour des régimes de 1000, 1500, 2000, 2500, 3000 tr/min pour le procédé de commande en boucle ouverte. Sur ces figures, l'indice 1 correspond au procédé de détermination selon l'invention (sans capteur, figure 2a) et l'indice 2 correspond au procédé avec des capteurs de pression et de température en amont du compresseur mécanique (figure 1 ). La figure 6a) présente la pression de suralimentation consigne PJraZ et les pressions de suralimentation déterminés selon l'art antérieur et selon l'invention. On constate que le procédé de détermination de la pression amont n'influe pas sur la rapidité du procédé de commande. La figure 6b) illustre la comparaison entre la pression en amont du compresseur mécanique par les deux méthodes. On constate que les trajectoires sont proches pour les deux méthodes. La figure 6c) présente les ouvertures de la vanne de by-pass (4) et du turbocompresseur (2) à géométrie variable. Pour toutes les figures, les ouvertures sont exprimées en %, 0% signifie que l'actionneur est fermé, alors que 100% signifie que l'actionneur est complètement ouvert. On constate que la position définie par le procédé de commande est quasiment la même pour les deux méthodes. Un écart est cependant perceptible sur la position de la vanne de by- pass à la fin du transitoire à 2000 tr/min. Ceci n'est pas préjudiciable puisque la différence de pression aux bornes de la vanne de by-pass est très faible à cet endroit. La figure 6d) montre que la trajectoire de la pression moyenne effective PME est identique pour les deux méthodes.
Afin de vérifier la robustesse du procédé de commande en boucle ouverte utilisant le procédé de détermination selon l'invention, on réalise des simulations pour lesquelles on considère des dispersions pour les différents capteurs et composants du système de suralimentation. Les dispersions ont pour but de simuler une différence entre les véhicules à leur sortie d'usine. On considère un échantillon de mille véhicules. Les dispersions suivent une répartition gaussienne.
Les dispersions sur les capteurs sont les suivantes :
• capteur de pression de suralimentation (instrumentation selon l'art antérieur) : trois sigmas à 35 mbar (ce qui signifie que la probabilité que la valeur réelle de la pression soit à moins de 35 mbar de la valeur mesurée est de 99,7 %),
· capteur de pression amont compresseur mécanique : trois sigmas à 35 mbar (il est à noter que les deux capteurs de pression peuvent être recalés entre eux, les dispersions appliquées par la suite sont donc identiques pour ces deux capteurs),
• capteur de température de suralimentation : trois sigmas à 3 °C,
• capteur de température amont compresseur mécanique (3) (instrumentation selon l'art antérieur) : trois sigmas à 3 'Ό.
Les dispersions sur les composants du système de suralimentation sont les suivantes :
• débit à travers le compresseur mécanique (3) : trois sigmas à 0,5 %,
• efficacité du compresseur centrifuge (2) : trois sigmas à 2 %,
• efficacité de la turbine (2) : trois sigmas à 2 %,
· position de la VGT (2) : trois sigmas à 4 %, • position de la vanne de by-pass (3) : trois sigmas fonction de l'ouverture, cf. le tableau 1 ci-dessous :
Tableau 1 - Dispersion sur la vanne de by-pass
Les figures 7a) à 9b) présentent les mêmes transitoires de charge à différents régimes que sur les figures 6a) à 6c). Les figures 7a), 8a) et 9a) correspondent au mode de réalisation selon l'art antérieur (figure 1 avec 4 capteurs), les figures 7b), 8b) et 9b) correspondent au mode de réalisation selon l'invention (figure 2a) sans capteur en amont du compresseur mécanique).
Les figures 7a) et 7b) donnent la trace de pression de suralimentation pour les deux méthodes. Sur ces figures, on représente la consigne ("sp"), la réponse sans dispersion ("nom") et les mille cas dispersés ("disp") en trait plus fin. Pour la méthode selon l'art antérieur, les dispersions sur la pression de suralimentation sont importantes. Pour la méthode selon l'invention, on constate que la dispersion est moins importante aux faibles régimes pour lesquels le compresseur mécanique est sollicité. En effet, le fait d'estimer la pression en amont du compresseur mécanique permet de rendre cohérente cette information par rapport à la mesure de la pression de suralimentation (ce qui n'est pas le cas lorsque l'on utilise sa mesure dispersée).
Les figures 8a) et 8b) représentent la pression en amont du compresseur mécanique sur les mêmes essais. Les courbes en trait plus épais correspondent à la valeur nominale ("nom") alors que les courbes en trait plus fins correspondent aux mille cas dispersés ("disp"). On constate que les valeurs déterminées selon le procédé selon l'invention sont légèrement moins dispersées que dans le cas de l'art antérieur. Ceci confirme les observations faites précédemment.
Les figures 9a) et 9b) représentent la position des actionneurs sur les mêmes essais. Là encore, les dispersions obtenues sont du même ordre que pour les pressions de suralimentation et amont compresseur mécanique.
Par conséquent, le procédé de commande en boucle ouverte utilisant le procédé de détermination selon l'invention est robuste vis-à-vis des dispersions et est même un peu plus robuste que le même procédé de commande utilisant des mesures de pression.
Afin de vérifier la robustesse vis-à-vis des dispersions pour le procédé de commande en boucle fermée utilisant le procédé de détermination selon l'invention, on réalise des simulations pour lesquelles on considère les mêmes dispersions pour les différents capteurs et composants du système de suralimentation.
Les figures 10a) à 12b) correspondent aux figures 7a) à 9b) pour lequel le procédé de commande est une commande en boucle fermée.
Les figures 7a) et 7b) donnent la trace de pression de suralimentation. Les deux méthodes (avec et sans capteur) donnent des résultats similaires en termes de suivi de trajectoire.
Les figures 8a) et 8b) ainsi que les figures 9a) et 9b) présentent la pression amont du compresseur mécanique et la position des actionneurs. On voit encore que les résultats sont similaires pour les deux méthodes.
Par conséquent, l'utilisation du procédé de détermination de la pression en amont du compresseur mécanique permet de réaliser un procédé de commande robuste vis-à-vis des dispersions.
Les figures 13a) à 14b) donnent le dépassement D et le temps de réponse Tr à 95 % de la pression de suralimentation sur les mille essais dispersés. Les figures 13a) et 14a) correspondent à la commande en boucle fermée utilisant le procédé de détermination selon l'art antérieur. Les figures 13b) et 14b) correspondent à la commande en boucle fermée utilisant le procédé de détermination selon l'invention. Pour chaque régime, les traits horizontaux des rectangles définissent le deuxième quartile, la médiane et le troisième quartile. Les traits à l'extérieur du rectangle représentent l'intervalle à trois sigmas (99,7 % des points sont dans l'intervalle). Les points définis par des croix sont des points marginaux. Les valeurs de dépassement D ainsi que de temps de réponse Tr sont légèrement moins bons pour le procédé selon l'invention, mais restent acceptables. Ceci s'explique par les écarts d'estimation en transitoire.
On constate que l'estimation de pression en amont du compresseur mécanique est satisfaisante sur toute la plage de fonctionnement, même en présence de dispersions de capteurs et des composants du système de suralimentation.
L'analyse des résultats en transitoire permet de conclure que l'on obtient les mêmes performances pour les deux méthodes (avec et sans capteur en amont du compresseur mécanique).

Claims

Revendications 1 ) Procédé de détermination d'une pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique (3) intégré dans un système de suralimentation d'un moteur thermique (1 ), ledit système de suralimentation comprenant en outre un turbocompresseur (2) pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission dudit moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique (3) comportant une vanne de by-pass (4), caractérisé en ce qu'on réalise les étapes suivantes : a) on construit un modèle dynamique en appliquant une loi de conservation des débits au volume en amont dudit compresseur mécanique (3), ledit modèle reliant ladite pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) à une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3), à une pression Pmral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ), ainsi qu'à une ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass (4) ; b) on détermine ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) ; c) on acquiert ladite pression Pmral et ladite température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ) ainsi que l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass (4) ; et d) on détermine ladite pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) au moyen dudit modèle dynamique. 2) Procédé selon la revendication 1 , dans lequel on détermine ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) au moyen d'un capteur de température placé en amont dudit compresseur mécanique (3). 3) Procédé selon la revendication 1 , dans lequel le système de suralimentation comprenant en outre un refroidisseur à air suralimenté (6) entre ledit turbocompresseur (2) et le compresseur mécanique (3), on détermine ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) au moyen d'une cartographie dudit refroidisseur à air (6) et d'un débit traversant ledit refroidisseur à air (6). 4) Procédé selon l'une des revendications précédentes, dans lequel ledit modèle RT dynamique s'écrit par une formule du type : Pavcm =— ^{Dbp + DC - Dcm ) avec Pavcm la dérivée par rapport au temps de la pression Pavcm en amont dudit compresseurmécanique, R la constante des gaz parfaits, Vavcm le volume en amont dudit compresseur mécanique (3), Dbp le débit traversant ladite vanne de by-pass (4), Dc le débit passant à travers ledit turbocompresseur (2) et Dcm le débit passant à travers ledit compresseur mécanique (3), les débits Dbp et Dcm étant dépendants de la pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique (3), de ladite pression Pmral et de ladite température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ) ainsi que de ladite ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass (4). 5) Procédé selon la revendication 4, dans lequel ledit débit Dbp traversant ladite vanne de by-pass (4) est déterminé par une relation de pertes de charge au niveau de ladite vanne de by-pass (4) qui s'écrit par une formule du type Dbp = Abp {Bypass)x f{Pavcm , Psural ,Tavcm ) avec Abp {Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type : fi n p sural J V avcm ' sural ' c avec γ le rapport des capacités massiques des gaz. 6) Procédé selon l'une des revendications 4 ou 5, dans lequel ledit compresseur mécanique (3) est entraîné par le vilebrequin dudit moteur (1 ), le débit Dcm passant à travers ledit compresseur mécanique (3) s'écrit par une formule du type D cm = pcm avec rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par pcm = , R la constante des gaz RT„, parfaits, le débit volumétrique dudit compresseur mécanique (3), et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air (6) situé entre ledit turbocompresseur (2) et ledit compresseur mécanique (3). 7) Procédé selon l'une des revendications 1 à 5, dans lequel ledit compresseur mécanique (3) est entraîné par un moteur électrique. 8) Procédé selon l'une des revendications précédentes, dans lequel on sature ladite pression Pavcm déterminée, par la pression atmosphérique Patm et par la pression de suralimentation Psural , notamment par une formule du type Pavcm = min(max(Paim , Pavcm ), Pmral ) . 9) Procédé selon l'une des revendications précédentes, dans lequel on acquiert ladite pression Pmral et ladite température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur
(1 ) au moyen de capteurs de pression et de température disposés en amont du collecteur d'admission dudit moteur (1 ).
10) Procédé de contrôle de suralimentation d'un moteur thermique (1 ) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur
(2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission dudit moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique (3) comportant une vanne de by-pass (4), caractérisé en ce qu'on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine ladite pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur (3) au moyen du procédé selon l'une des revendications précédentes ;
b) on détermine des conditions de suralimentation au moyen de ladite pression Pavcm ; et
c) on commande ladite vanne de by-pass (4) et/ou ledit turbocompresseur (2) en fonction desdites conditions de suralimentation. 1 1 ) Procédé de diagnostic de fonctionnement anormal d'un système de suralimentation d'un moteur thermique (1 ), ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer ledit mélange gazeux à l'admission dudit moteur (1 ), un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique (3) comportant une vanne de by-pass (4), caractérisé en ce qu'on réalise les étapes suivantes : a) on détermine ladite pression Pavcm d'un mélange gazeux en amont d'un compresseur mécanique (3) au moyen du procédé selon l'une des revendications 1 à 9 ;
b) on détermine des conditions de suralimentation au moyen de ladite pression Pavcm ; et
c) on détecte ledit fonctionnement anormal dudit système de suralimentation au moyen desdites conditions de suralimentation.
12) Procédé selon la revendication 1 1 , dans lequel ledit fonctionnement anormal dudit système de suralimentation est une fuite dans le système d'admission.
13) Procédé de commande d'un moteur thermique (1 ) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur comportant une vanne commandée de by-pass (4), caractérisé en ce qu'on réalise les étapes suivantes :
a) on détermine une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3), une pression P mral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ) ainsi qu'une pression Pavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) au moyen du procédé selon l'une des revendications 1 à 9 ;
b) on acquiert une consigne de pression de suralimentation PjraZ ;
c) on construit un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission dudit moteur (1 ) d'une part et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part, ledit modèle relie la pression de suralimentation P mral à l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass au moyen de ladite pression Pavcm et de ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) ainsi que ladite température Tmral de suralimentation ;
d) on détermine une consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass (4) au moyen dudit modèle de remplissage, de ladite consigne de pression de suralimentation P^ral , et de ladite pression P avcm et de ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) ainsi que de ladite pression P mral et de ladite température Tmral de suralimentation ; et e) on commande ladite vanne de by-pass (4) selon ladite consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass.
14) Procédé selon la revendication 13, dans lequel ledit modèle de remplissage est déterminé au moyen d'une équation de remplissage dudit volume de suralimentation définie par une formule de conservation des débits du type
P sur
sural = al
avec P mral la dérivée de ladite pression
V s.ural
suralimentation P mral par rapport au temps, R la constante des gaz parfait, V mral le volume de suralimentation, Dcm le débit arrivant dudit compresseur mécanique (3), Dbp le débit sortant à travers ladite vanne de by-pass (4) qui est fonction de l'ouverture de ladite vanne de by-pass et D le débit aspiré sortant vers les cylindres dudit moteur (1 ).
15) Procédé selon la revendication 14, dans lequel ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle ouverte qui s'écrit par une relation du type :
Bypasssp
avec rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par
, le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Dsp p la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur, Abp {Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type :
ftp p p sural
J V avcm ' sural ' c
avec γ le rapport des capacités massiques des gaz et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air (6) situé entre ledit turbocompresseur (2) et ledit compresseur mécanique (3). 16) Procédé selon la revendication 14, dans lequel ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle fermée qui s'écrit par une relation du type :
avec δπ = -Kp (Psural - Ps s u v ral )- Ki (Psural - Ps s u v ral )it , rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par pcm = le débit volumétrique dudit
RT„,
compresseur mécanique, D^sp la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur, δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air (6) situé entre ledit turbocompresseur (2) et ledit compresseur mécanique (3), Ki et Kp des paramètres de calibration de la boucle de retour et Abp {Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type :
ftp p p sural
V avcm ' sural ' c
avec γ le rapport des capacités massiques des gaz.
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Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2995355B1 (fr) * 2012-09-11 2017-03-10 Ifp Energies Now Procede de commande d'un moteur thermique equipe d'une double suralimentation
FR2998924B1 (fr) * 2012-11-30 2014-11-21 IFP Energies Nouvelles Procede de commande d'un moteur thermique equipe d'une double suralimentation
WO2015066060A1 (fr) * 2013-10-28 2015-05-07 Eaton Corporation Système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur d'alimentation à entraînement hybride
DE102014003276A1 (de) * 2014-03-12 2015-09-17 Man Truck & Bus Ag Brennkraftmaschine,insbesondere Gasmotor,für ein Kraftfahrzeug
US9982617B2 (en) 2014-12-04 2018-05-29 Achates Power, Inc. On-board diagnostics for an opposed-piston engine equipped with a supercharger
US10598104B2 (en) 2017-02-03 2020-03-24 Achates Power, Inc. Mass airflow sensor monitoring using supercharger airflow characteristics in an opposed-piston engine
CN112424461B (zh) * 2018-06-29 2023-06-16 沃尔沃卡车集团 运行四冲程内燃发动机系统的方法
US20200049060A1 (en) * 2018-08-13 2020-02-13 GM Global Technology Operations LLC Engine system and method of controlling a turbocharger and turbocharger of an engine system
CN110857636A (zh) * 2018-08-23 2020-03-03 联合汽车电子有限公司 发动机系统及发动机进气异常的检测方法
FR3085440A1 (fr) 2018-08-30 2020-03-06 IFP Energies Nouvelles Procede de controle d'un moteur a combustion interne avec double admission
FR3085439B1 (fr) 2018-08-30 2021-07-16 Ifp Energies Now Dispositif et systeme de controle d'un moteur a combustion interne avec double admission et balayage
DE102019206450B4 (de) * 2019-05-06 2021-03-04 Ford Global Technologies, Llc Motorsystem
US11384681B2 (en) * 2019-11-25 2022-07-12 Achates Power, Inc. Control of an opposed-piston engine with a mass airflow sensor located after a charge air cooler

Family Cites Families (37)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2491996B1 (fr) * 1980-10-10 1985-07-19 Inst Francais Du Petrole Dispositif de suralimentation d'un moteur a allumage commande utilisant une derivation d'air
DE3205721A1 (de) * 1982-02-18 1983-08-25 Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg Aufgeladene brennkraftmaschine fuer fahrzeuge
DE19905112A1 (de) * 1999-02-09 2000-08-10 Fev Motorentech Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Kolbenbrennkraftmaschine mit Vorverdichtung der Verbrennungsluft und Kolbenbrennkraftmaschine zur Durchführung des Verfahrens
DE19928523A1 (de) * 1999-06-22 2001-01-11 Hagmann Gmbh Ottomotor sowie Verfahren zum Betreiben eines Ottomotors
DE10136977A1 (de) * 2001-07-28 2003-02-06 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben eines elektrischen Laders
DE10145038A1 (de) * 2001-09-13 2003-04-03 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben wenigstens eines Laders eines Verbrennungsmotors
JP2004169662A (ja) * 2002-11-22 2004-06-17 Nissan Motor Co Ltd 電動過給システム
US6938420B2 (en) * 2002-08-20 2005-09-06 Nissan Motor Co., Ltd. Supercharger for internal combustion engine
JP3969314B2 (ja) * 2003-01-30 2007-09-05 日産自動車株式会社 過給装置
JP2004076659A (ja) * 2002-08-20 2004-03-11 Nissan Motor Co Ltd 過給装置
JP3826887B2 (ja) * 2003-01-24 2006-09-27 日産自動車株式会社 電動過給機構の制御装置
DE10241886A1 (de) * 2002-09-10 2004-03-11 Volkswagen Ag Verfahren zur Erkennung der Strömungsumkehr an der Verdichtungsdrosselklappe bei mehrfach aufgeladener Brennkraftmaschine
DE10241885A1 (de) * 2002-09-10 2004-03-11 Volkswagen Ag Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine mit wahlweise zu- und abschaltbarem Zusatzaggregat
JP3991830B2 (ja) * 2002-09-13 2007-10-17 日産自動車株式会社 過給装置
DE10320277A1 (de) * 2003-05-07 2004-12-02 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
JP2005061243A (ja) * 2003-08-18 2005-03-10 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の過給装置
DE102004036064A1 (de) * 2004-07-24 2006-03-16 Volkswagen Ag Diagnoseverfahren zur Erkennung von Fehlern bei der Ladedruckregelung eines Abgasturboladers eines Verbrennungsmotors
DE102004061613A1 (de) * 2004-12-17 2006-07-06 Volkswagen Ag Verfahren zum Betreiben einer Verbrennungskraftmaschine mit Ladeluftaufladung und Verbrennungskraftmaschine
GB0601315D0 (en) * 2006-01-23 2006-03-01 Ricardo Uk Ltd Supercharged diesel engines
US7788923B2 (en) * 2006-02-02 2010-09-07 International Engine Intellectual Property Company, Llc Constant EGR rate engine and method
DE102006062213B4 (de) 2006-12-22 2018-07-26 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung einer Aufladeeinrichtung eines Verbrennungsmotors im Aufladebetrieb
DE102007022703B3 (de) * 2007-05-15 2008-11-20 Continental Automotive Gmbh Verfahren zum Steuern einer aufgeladenen Brennkraftmaschine
FR2917128B1 (fr) * 2007-06-05 2009-07-31 Renault Sas Systeme de regulation de la pression de suralimentation pour moteur a combustion interne a deux turbocompresseurs etages.
US8794000B2 (en) * 2007-11-30 2014-08-05 Caterpillar Inc. Natural gas compression system
FR2928692B1 (fr) * 2008-03-14 2010-03-19 Renault Sas Procede de controle d'un moteur a combustion interne suralimente par deux etages de turbocompresseurs
US20100263375A1 (en) * 2009-04-15 2010-10-21 Malcolm James Grieve Twin-Charged Boosting System for Internal Combustion Engines
US8109092B2 (en) * 2009-05-28 2012-02-07 Ford Global Technologies, Llc Methods and systems for engine control
FR2949140B1 (fr) * 2009-08-13 2011-10-14 Renault Sa Procede de regulation d'un systeme de suralimentation d'un moteur a combustion interne
DE102010027220B4 (de) * 2010-07-15 2021-05-12 Volkswagen Ag Verfahren zum Starten einer Brennkraftmaschine
JP5678522B2 (ja) * 2010-08-31 2015-03-04 いすゞ自動車株式会社 発進補助装置
US20120090319A1 (en) * 2011-04-21 2012-04-19 Robert Bosch Gmbh Compounded dilution and air charging device
US9140199B2 (en) * 2011-11-17 2015-09-22 Robert Bosch Gmbh Combustion mode switching with a turbocharged/supercharged engine
JP5420013B2 (ja) * 2012-04-20 2014-02-19 三菱電機株式会社 内燃機関の制御装置およびその制御方法
FR2995355B1 (fr) * 2012-09-11 2017-03-10 Ifp Energies Now Procede de commande d'un moteur thermique equipe d'une double suralimentation
FR2998924B1 (fr) * 2012-11-30 2014-11-21 IFP Energies Nouvelles Procede de commande d'un moteur thermique equipe d'une double suralimentation
GB2508921B (en) * 2012-12-17 2018-08-08 Valeo Air Man Uk Limited A compressing device with thermal protection
US9010114B2 (en) * 2013-02-19 2015-04-21 The Boeing Company Air charge system and method for an internal combustion engine

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2014041272A1 *

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WO2014041272A1 (fr) 2014-03-20
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