EP2925987A1 - Procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation - Google Patents

Procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation

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EP2925987A1
EP2925987A1 EP13789874.8A EP13789874A EP2925987A1 EP 2925987 A1 EP2925987 A1 EP 2925987A1 EP 13789874 A EP13789874 A EP 13789874A EP 2925987 A1 EP2925987 A1 EP 2925987A1
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EP
European Patent Office
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pressure
compressor
supercharging
avcpr
positive displacement
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP13789874.8A
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German (de)
English (en)
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Thomas Leroy
Alexandre Chasse
Jonathan Chauvin
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IFP Energies Nouvelles IFPEN
Original Assignee
IFP Energies Nouvelles IFPEN
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Publication date
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Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
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    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to the field of control of thermal engines, in particular for thermal 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 its speed.
  • 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 PME) and the quantity fuel introduced.
  • PME 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, compensates for the inertia of the turbocharger.
  • 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 supercharging pressure is the result of two variables controlled by the VGT turbine and the bypass valve: the pressure downstream of the turbocharger (that is to say in upstream of the mechanical compressor) and the compression ratio of the mechanical compressor. These two quantities having different response times: the upstream mechanical compressor pressure being slow compared to the compression ratio of the mechanical compressor due to the inertia of the turbocharger, the control of the double supercharging must control the two components so as to ensure speed of response.
  • a dual boost control method must then meet the following three objectives:
  • Patent EP 1 844 222 B1 describes a heat engine equipped with a double supercharging and a double supercharging control method.
  • the engine described in this document comprises an additional valve controlled between the turbocharger and the mechanical compressor, which makes the system more complex to produce and control (the number of actuators to be controlled is higher).
  • the control method described in this document does not take into account the physical behavior of the gas flow rates on admission.
  • the invention relates on the one hand to a heat engine equipped with a double supercharging, for which a mechanical compressor is driven by an electric motor and on the other hand a method of controlling such a heat engine , in which the electric motor is controlled by determining a rotational speed setpoint of the positive displacement compressor by means of a volume filling model of overeating.
  • the use of an electric motor makes it possible to reduce the energy cost of the supercharging and to achieve faster transients at low rotational speeds.
  • the model makes it possible to take into account the physical behavior of the gas flows on admission.
  • the rotational setpoint of the volumetric compressor makes it possible to control the double supercharging in a fast, robust and optimum energy way.
  • the invention relates to a method of controlling a heat engine equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger and a positive displacement compressor for compressing a gaseous mixture at the inlet of said heat engine and a bypass circuit arranged in parallel with said positive displacement compressor comprising a bypass controlled valve, said volumetric compressor being driven by an electric motor.
  • a supercharging system comprising a turbocharger and a positive displacement compressor for compressing a gaseous mixture at the inlet of said heat engine and a bypass circuit arranged in parallel with said positive displacement compressor comprising a bypass controlled valve, said volumetric compressor being driven by an electric motor.
  • said pressure P mral and said supercharging temperature T m are determined by means of sensors respectively of pressure and temperature arranged upstream of the intake manifold of said engine.
  • said pressure P AVCPR and said temperature T upstream of said positive displacement compressor are determined by means of respectively pressure and temperature sensors arranged upstream of said positive displacement compressor or by means of an estimator dependent on said pressure P SURAL and said supercharger temperature T sural .
  • said filling model is determined by means of a filling equation of said supercharging volume defined by a conservation formula of
  • said flow D bp exiting through said bypass valve is determined by a pressure loss relationship at said bypass valve, in particular by an equation of Barré Saint Venant, of the type
  • D bp A bp (Bypass) xf (P avpr , P sural , T avcpr ) with A bp ⁇ Bypass) the opening area of the bypass valve and f the flow per unit area defined by a formula of type:
  • said filling model is an open-loop filling model which is written by a relationship of the type
  • said filling model is a closed-loop filling model which is written by a relationship of the type
  • bypass valve may be closed when said electric motor is controlled.
  • the invention also relates to a heat engine equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger and a positive displacement compressor for compressing a gaseous mixture at the intake of said heat engine and a bypass circuit arranged in parallel with said compressor volumetric device comprising a bypass controlled valve, said volumetric compressor being driven by an electric motor.
  • the engine further comprises means for implementing the method as described above.
  • said electric motor is powered by a generator placed on the crankshaft of said engine.
  • said electric motor is powered by an electric battery.
  • the mechanical power of said positive displacement compressor is between 2 and 5 kW.
  • FIG. 1 illustrates a heat engine equipped with a double supercharging system according to the invention.
  • Figure 2 illustrates the areas of use of a mechanical compressor in a plan speed, torque.
  • FIG. 3 illustrates an instrumented thermal engine according to the invention.
  • FIGS. 4a) to 4d) illustrate the supercharging pressure, the speed of the positive displacement compressor, the opening of the bypass valve and the opening of the VGT turbine for an open-loop control according to an embodiment of the method according to the invention for a regime of 1000 rpm.
  • FIGS. 5a) to 5d) illustrate the supercharging pressure, the speed of the positive displacement compressor, the opening of the bypass valve and the opening of the VGT turbine for an open loop control according to an embodiment of the method according to the invention for a speed of 2500 rpm.
  • FIGS. 6a) to 6c) illustrate the supercharging pressure, the speed of the positive displacement compressor and the opening of the bypass valve and the VGT turbine for an open loop control according to an embodiment of the method according to the invention. invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 7a) to 7c) illustrate the supercharging pressure, the speed of the positive displacement compressor and the opening of the bypass valve and the VGT turbine for a closed-loop control according to an embodiment of the method according to the invention. invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm.
  • FIGS. 8a) and 8b) illustrate the supercharging pressure and the mechanical power of the volumetric compressor for a closed-loop control according to an embodiment of the method according to the invention for a speed of 1000 rpm for different maximum mechanical powers.
  • FIG. 1 represents a heat engine equipped with a double supercharging according to one embodiment of the invention.
  • 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 supercharger ( 3) and a second supercharged air cooler (5).
  • a bypass circuit 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 supercharged air coolers (5, 6) are used to cool the air that has been heated during successive compressions.
  • the displacement compressor (3) is driven by an electric motor (1 1), the electric motor being controlled to control the boost pressure in order to obtain the required load on the motor (1).
  • the electric motor is powered by a generator (12) placed on the crankshaft of the engine (1).
  • the electric motor (1 1) is powered by an electric battery (not shown) integrated into the vehicle.
  • the drive of the displacement compressor (3) by an electric motor (1 1) allows a faster control of the boost pressure, especially for transient conditions, compared with the control of the bypass valve.
  • 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.
  • FIG. 2 shows in a graph of the torque C as a function of the engine speed No different areas of use of the double supercharging.
  • zone Z1 for low torques, it is in operation said atmospheric; that is to say the intake pressure is at atmospheric pressure, which corresponds to the conventional operation of the engine without supercharging.
  • zone Z2 at low speed, the turbocharger is not sufficient to increase the boost pressure, the bypass valve and the volumetric compressor are used, the VGT actuator then being positioned at the optimum efficiency of the turbomachine .
  • the volumetric compressor that is to say we realize the load thanks to the turbocharger via the VGT actuator (zone Z4).
  • the displacement compressor is used only for the transient conditions to compensate for the slowness of the turbocharger.
  • S denotes a predetermined threshold beyond which the positive displacement compressor is not used, S is determined as a function of the maximum speed allowed by the volumetric compressor (derived from manufacturer data).
  • the method according to the invention relates to the control of a heat engine equipped with a double supercharging. To control the heat engine, the following steps are carried out:
  • the last step of controlling the bypass valve is an optional step.
  • 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:
  • ⁇ P apcpr pressure downstream of the positive displacement compressor (3) and upstream of the second supercharged air cooler (5).
  • volumetric flow rate of the volumetric compressor (3) • ⁇ : volumetric flow rate of the volumetric compressor (3).
  • the volumetric flow rate is obtained from a map, which can be part of the data provided by the supplier of the positive displacement compressor (3).
  • K i and K p calibration parameters of the feedback loop for the closed loop 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 method according to the invention requires the knowledge of physical quantities within the intake circuit. This is the pressure P avcpr and temperature T avcpr upstream of the supercharger (3) and the pressure P sural sural and temperature T of supercharging the engine intake (1). These physical quantities can be measured by means of pressure and temperature sensors or determined by means of estimator.
  • FIG. 3 there are four sensors in the intake circuit. Measuring a pressure P and a temperature avcpr avcpr T output from the first supercharged air cooler (6) and measuring a pressure P sural and a temperature T mral boost the output of the second cooler supercharged air (5).
  • a pressure P avcpr and a temperature T avcpr are determined by means of an estimator.
  • an estimator based on a dynamic model in the volume upstream of the volumetric compressor using the law of conservation of flows and to determine the temperature T avcpr one uses a cartography of supercharged air cooler (6) and the estimated pressure P avcpr .
  • Step 2 acquisition of a boost pressure setpoint
  • P Pral boost pressure which achieves the behavior (torque) requested to the engine (1).
  • This instruction is given by the upper stage of the motor control. It is usually mapped according to the PMI setpoint (Average Pressure Indicated which is the average specific pressure on the piston surface during a double compression-expansion stroke) as well as the engine speed.
  • a model for filling the supercharging volume is constructed.
  • the boost volume is delimited on the one hand by the engine intake valves and on the other hand by the positive displacement compressor (3) and the bypass valve (4).
  • the filling model connects the boost pressure P sural to the rotational speed N cpr of the positive displacement compressor (3).
  • the filling model connects the supercharging pressure P mral with the rotational speed N cpr of the positive displacement compressor (3) by means of the pressure P avcpr and the temperature T upstream of the displacement compressor (3) as well as said booster sural temperature T.
  • the model of filling reflects the filling of the boost volume and takes into account the physical phenomena involved for this filling.
  • the evolution of the pressure downstream of the volumetric 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:
  • p avcpr P AVCPR / RT AVCPR .
  • ⁇ pressure loss is mapped based on the speed N cpr the supercharger and the density of the gas avcpr p.
  • the boost pressure dynamics can be written by a formula of the type: sur al
  • N cpr and P sural represent the control and the output of the system to be controlled. This relationship is a model for filling the supercharging volume.
  • Step 4) Calculation of the speed setpoint of the volumetric compressor
  • the speed reference N c s pr of the volumetric compressor (3) is determined.
  • the relationship obtained is reversed and applied to the supercharging pressure set P r a .
  • the analysis of the system has shown that to limit losses, the bypass valve must remain closed, the pressure is controlled by the speed of rotation of the compressor. The position of the bypass valve is nevertheless used for the determination of the rotational speed control in order to take into account the closing dynamics. Since this system is invertible, the rotational speed control of the compressor for producing a boost pressure setpoint is given by a formula of the type:
  • Step 6 By-pass valve control
  • the control of the bypass valve (4) of the volumetric compressor (3) becomes an on-off command.
  • the latter must be closed when one is in the zone of use of the volumetric compressor (3) and opened otherwise.
  • This control is directly related to the pressure difference between the supercharging pressure setpoint PMMI and has pressure measurement P avcpr upstream of the supercharger.
  • a threshold supercharging pressure not achieved by the turbocharger alone
  • the bypass valve (4) is closed, the bypass valve (4) being open in the opposite case.
  • a hysteresis can be added to limit the number of opening and closing of the bypass valve (4).
  • the invention also relates to a heat engine equipped with a double supercharging, for which the volumetric compressor is driven by an electric motor.
  • This heat engine implements the control method as described above.
  • the method according to the invention is suitable for the control of a heat engine, in particular for vehicles and more particularly motor vehicles.
  • the heat engine concerned may be a gasoline engine or a diesel engine. Variations of realization
  • a loopback is made to determine the speed set point N c s pr of the volumetric compressor, it is called closed-loop control. This makes it possible to reduce the static error between the measured boost pressure and its setpoint.
  • loopback (or "feedback") is extracted from the multiplying factor RT sural / V sural . This ratio being quasi-constant, it enters the values of the calibration parameters K p and K i .
  • variable-geometry turbocharger VGT (2) can be controlled by means of a determined setpoint with a mapping of the turbocompressor (2).
  • FIGS. 4 to 6 correspond to the open-loop control as described in step 4) and FIGS. 7 and 8 correspond to the closed-loop control as described in the variant embodiment.
  • FIGS. 4a) to 4d) show a load plug for a speed of 1000 rpm
  • FIG. 4a shows the reference supercharging pressure P ral and measured P TM as well as the pressure measured upstream of the volumetric compressor P v vpr.
  • FIG. 4 b represents the setpoint and the measurement of the speed N cpr of the volumetric compressor.
  • the two figures 4c) and 4d) show the openings of the air actuators, the bypass valve and the VGT (setpoints and measurements). For all the figures, the openings are expressed in%, 0% means that the actuator is closed, while 100% means that the actuator is completely open.
  • the torque request occurs at 2 seconds.
  • the requested supercharging pressure is then about 2200 mbar.
  • the opening of the VGT turbocharger (2) is positioned by a mapping plus a proportional term on the boost pressure error and the VGT closes at the beginning of the transient regime.
  • the bypass valve (4) closes completely to allow the use of the positive displacement compressor (3).
  • the rotational speed of the positive displacement compressor (3) increases sharply and then drops to a constant value in steady state.
  • the significant increase in compressor speed has the effect of accelerating the boost pressure response by offsetting the slowness of the turbocharger (the output of the turbocharger control being the upstream pressure of the positive displacement compressor).
  • Figures 5a) to 5d) correspond to Figures 4a) to 4d) for a speed of 2500 rpm (zone Z3 of Figure 2).
  • the positive displacement compressor (3) is not necessary to achieve the required load.
  • the open loop control according to the invention uses it during a transient regime to accelerate the boost pressure response. It is clearly seen in Figure 5b) that the speed of the positive displacement compressor is initially zero (low load), then increases during the transient, and finally vanishes when the desired supercharging pressure is achieved. This test shows the acceleration of the system obtained using the transient volumetric compressor.
  • Figures 6a) to 6c) show couples under torque for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500 and 3000 rpm.
  • the figures respectively represent the supercharging pressure P (as well as the mechanical compressor upstream pressure), the speed of the positive displacement compressor and the position of the Bypass bypass valve and the VGT.
  • P supercharging pressure
  • the speed of the positive displacement compressor and the position of the Bypass bypass valve and the VGT.
  • the VGT On the first three load taps (at 1000, 1500 and 2000 rpm), it is located in the area of use of the volumetric compressor (zone Z2 of Figure 2).
  • the VGT is positioned in such a way that the efficiency of the turbomachine (2) is optimum and the bypass valve (4) is still closed. It is nevertheless seen that, during the transient, the rotational speed of the volumetric compressor (3) increases to accelerate the system.
  • the boost pressure control command will seek to close the bypass valve (4) in transient to accelerate the boost pressure response. At the end of the transient regime, the volumetric compressor (3) is no longer used.
  • Figures 7a) to 7c) show couples under torque for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500 and 3000 rpm for closed-loop control.
  • the figures respectively represent the supercharging pressure (FIG. 7a), the speed of the displacement compressor (FIG. 7b) and the PME (at the engine output, i.e. taking into account the use of the positive displacement compressor) (FIG. 7c).
  • FIGS. 8a) and 8b) show a load tap for a speed of 1000 rpm (zone Z2 of FIG. 2) for different maximum mechanical power of the electric compressor (1 kW, 2 kW, 3 kW, 5 kW and 7 kW). kW). These curves are obtained for the closed loop control.
  • Figure 8a) shows the supercharging pressure (setpoint and measurement).
  • Figure 8b) shows the mechanical power measured across the volumetric compressor. The torque request occurs at 2 seconds. The requested supercharging pressure is then about 2000 mbar.

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Abstract

L'invention concerne d'une part un moteur thermique (1) équipé d'une double suralimentation (2; 3), pour laquelle un compresseur mécanique (3) est entraîné par un moteur électrique (11) et d'autre part un procédé de commande d'un tel moteur thermique (1), dans lequel on commande le moteur électrique (1) en déterminant une consigne de vitesse de rotation du compresseur volumétrique (3) au moyen d'un modèle de remplissage du volume de suralimentation.

Description

PROCÉDÉ DE COMMANDE D'UN MOTEUR THERMIQUE ÉQUIPÉ D'UNE DOUBLE
SURALIMENTATION
La présente invention concerne le domaine de la commande de moteurs thermiques, en particulier pour des 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 sa 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 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.
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.
Pour les régimes stabilisés, le compresseur mécanique apparaît très coûteux d'un point de vue énergétique lorsqu'il est en liaison direct avec le vilebrequin. Ce qui se traduit par une augmentation de la consommation du moteur.
D'un point de vue transitoire, il apparaît que la pression de suralimentation est le résultat de deux grandeurs contrôlées par la turbine VGT et par la vanne de by-pass : la pression en aval du turbocompresseur (c'est-à-dire en amont du compresseur mécanique) et le taux de compression du compresseur mécanique. Ces deux grandeurs ayant des temps de réponse différents : la pression amont compresseur mécanique étant lente par rapport au taux de compression du compresseur mécanique due à l'inertie du turbocompresseur, la commande de la double suralimentation doit piloter les deux composants de manière à assurer une rapidité de réponse.
Un procédé de contrôle de la double suralimentation doit alors répondre aux trois objectifs suivants :
• assurer la pression de suralimentation requise pour atteindre la charge demandée par le conducteur. Cette régulation doit être la plus rapide possible et ne doit engendrer ni oscillation, ni dépassement important (par exemple de plus de 150 mbar).
· respecter le point de fonctionnement optimal du point de vue de la consommation, c'est-à-dire désactiver le compresseur mécanique lorsqu'il n'est pas nécessaire pour atteindre la pression requise.
• être robuste vis-à-vis des dispersions des différents capteurs et des composants du système de suralimentation, c'est-à-dire continuer de respecter le cahier des charges en présence de ces dispersions.
Le brevet EP 1 844 222 B1 décrit un moteur thermique équipé d'une double suralimentation et un procédé de commande de la double suralimentation. Le moteur décrit dans ce document comprend un clapet supplémentaire commandé entre le turbocompresseur et le compresseur mécanique, ce qui rend le système plus complexe à réaliser et à commander (le nombre d'actionneurs à commander est plus élevé). En outre, le procédé de commande décrit dans ce document ne prend pas en compte le comportement physique des débits gazeux à l'admission.
Pour répondre à ces problèmes, l'invention concerne d'une part un moteur thermique équipé d'une double suralimentation, pour laquelle un compresseur mécanique est entraîné par un moteur électrique et d'autre part un procédé de commande d'un tel moteur thermique, dans lequel on commande le moteur électrique en déterminant une consigne de vitesse de rotation du compresseur volumétrique au moyen d'un modèle de remplissage du volume de suralimentation. L'utilisation d'un moteur électrique permet de réduire le coût énergétique de la suralimentation et de réaliser des transitoires plus rapide à faible régime de rotation. Le modèle permet de tenir compte du comportement physique des débits gazeux à l'admission. De plus, la consigne de rotation du compresseur volumétrique permet de commander la double suralimentation de manière rapide, robuste et optimale énergétiquement.
Le procédé selon l'invention
L'invention concerne un procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur volumétrique pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur thermique et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur volumétrique comportant une vanne commandée de by-pass, ledit compresseur volumétrique étant entraîné par un moteur électrique. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on acquiert une consigne de pression de suralimentation P^ral ;
b) on construit un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission dudit moteur d'une part et le compresseur volumétrique et la vanne de by-pass d'autre part ;
c) on transforme ladite consigne de pression de suralimentation P^ral en une consigne de vitesse de rotation Nc s pr dudit compresseur volumétrique au moyen dudit modèle de remplissage du volume de suralimentation ; et
d) on commande ledit moteur électrique selon ladite consigne de vitesse de rotation
N^r dudit compresseur volumétrique.
Selon l'invention, on détermine une pression P avcpr et une température Tavcpr en amont dudit compresseur volumétrique ainsi qu'une pression P mral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur, ledit modèle de remplissage du volume de suralimentation reliant la pression de suralimentation P mral à la vitesse de rotation Ncpr dudit compresseur volumétrique Pavcpr et de ladite température Tavcpr en amont dudit compresseur volumétrique ainsi que ladite température Tsural de suralimentation.
Avantageusement, ladite pression P mral et ladite température Tmral de suralimentation sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont du collecteur d'admission dudit moteur. De manière avantageuse, ladite pression PAVCPR et ladite température Tavcpr en amont dudit compresseur volumétrique sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont dudit compresseur volumétrique ou au moyen d'un estimateur dépendant de ladite pression P SURAL et ladite température Tsural de suralimentation.
De préférence, ledit modèle de remplissage est déterminé au moyen d'une équation de remplissage dudit volume de suralimentation définie par une formule de conservation des
RT
débits du type : PSURAL =—≡^ {D - D - D ) avec P MRAL la dérivée de ladite pression de
y s,ural
suralimentation P sural par rapport au temps, R la constante des gaz parfait, V mral le volume de suralimentation, Dcpr le débit arrivant dudit compresseur volumétrique, 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.
Avantageusement, ledit débit Dbp sortant à travers ladite vanne de by-pass est déterminé par une relation de pertes de charges au niveau de ladite vanne de by-pass, notamment par une équation de Barré Saint Venant, du type
Dbp = Abp {Bypass)x f(Pavcpr , Psural ,Tavcpr ) 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 :
avcpr '' P s suurraall '' T a av\ cpr
γ le rapport des capacités massiques des gaz.
Selon un mode de réalisation de l'invention, ledit modèle de remplissage est un modèle remplissage en boucle ouverte qui s'écrit par une relation du type
Pavcpr 'a densité des gaz passant à travers le compresseur volumétrique donnée par avcpr
le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Da sp la consigne de
" avcpr débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air situé entre ledit turbocompresseur et ledit compresseur mécanique.
Alternativement, ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle fermée qui s'écrit par une relation du type
= -Kp (Psural - PsLi ) - Ki \Q {P surai ~ P sZa , Pavcpr la densité des gaz passant à pavc
travers le compresseur volumétrique donnée par pavcpr =— , le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Da sp 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.
En outre, on peut fermer ladite vanne de by-pass lorsque ledit moteur électrique est commandé.
De préférence, on ferme ladite vanne de by-pass lorsque la différence de pression entre ladite consigne de pression de suralimentation P^ral et la pression en amont dudit compresseur volumétrique Pavcpr est supérieure à un seuil, ladite vanne de by-pass étant ouverte sinon. L'invention concerne également, un moteur thermique équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur volumétrique pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur thermique et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur volumétrique comportant une vanne commandée de by-pass, ledit compresseur volumétrique étant entraîné par un moteur électrique. Le moteur comprend en outre des moyens de mise en œuvre du procédé tel que décrit précédemment.
Selon un mode de réalisation de l'invention, ledit moteur électrique est alimenté par un générateur placé sur le vilebrequin dudit moteur thermique.
Alternativement, ledit moteur électrique est alimenté par une batterie électrique. Avantageusement, la puissance mécanique dudit compresseur volumétrique est comprise entre 2 et 5 kW.
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 illustre un moteur thermique équipé d'une double suralimentation selon l'invention.
La figure 2 illustre les zones d'utilisation d'un compresseur mécanique dans un plan régime, couple.
La figure 3 illustre un moteur thermique instrumenté selon l'invention.
Les figures 4a) à 4d) illustrent la pression de suralimentation, le régime du compresseur volumétrique, l'ouverture de la vanne de by-pass et l'ouverture de la turbine VGT pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour un régime de 1000 tr/min.
Les figures 5a) à 5d) illustrent la pression de suralimentation, le régime du compresseur volumétrique, l'ouverture de la vanne de by-pass et l'ouverture de la turbine VGT pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour un régime de 2500 tr/min.
Les figures 6a) à 6c) illustrent la pression de suralimentation, le régime du compresseur volumétrique et l'ouverture de la vanne de by-pass et de la turbine VGT pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 7a) à 7c) illustrent la pression de suralimentation, le régime du compresseur volumétrique et l'ouverture de la vanne de by-pass et de la turbine VGT pour une commande en boucle fermée selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 8a) et 8b) illustrent la pression de suralimentation et la puissance mécanique du compresseur volumétrique pour une commande en boucle fermée selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour un régime de 1000 tr/min pour différentes puissances mécaniques maximales.
Description détaillée de l'invention
L'invention concerne un procédé de commande d'un moteur thermique pourvu d'une double suralimentation comprenant un compresseur d'un turbocompresseur et un compresseur volumétrique, en parallèle duquel est montée une vanne de by-pass. Selon l'invention, le compresseur volumétrique est entraîné par un moteur électrique. La figure 1 représente un moteur thermique équipé d'une double suralimentation selon un mode de réalisation de l'invention. 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 volumétrique (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). Les refroidisseurs d'air suralimenté (5, 6) permettent de refroidir l'air qui a été chauffé lors des compressions successives.
Le compresseur volumétrique (3) est entraîné par un moteur électrique (1 1 ), le moteur électrique étant commandé de manière à contrôler la pression de suralimentation afin d'obtenir la charge demandée au moteur (1 ). Selon le mode de réalisation représenté sur la figure 1 , le moteur électrique est alimenté par un générateur (12) placé sur le vilebrequin du moteur (1 ). Alternativement, le moteur électrique (1 1 ) est alimenté par une batterie électrique (non représentée) intégrée au véhicule. L'entraînement du compresseur volumétrique (3) par un moteur électrique (1 1 ) permet une commande plus rapide de la pression de suralimentation, notamment pour les régimes transitoires, si on compare avec la commande de la vanne de by-pass.
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) ainsi que l'utilisation des refroidisseurs d'air suralimenté sont indépendantes de l'invention et ne sont pas limitatives.
La figure 2 montre dans un graphe du couple C en fonction du régime moteur Ne différentes zones d'utilisation de la double suralimentation. Dans la zone Z1 , pour des faibles couples, on est en fonctionnement dit atmosphérique ; c'est-à-dire la pression d'admission est à la pression atmosphérique, ce qui correspond au fonctionnement classique du moteur thermique sans suralimentation. Dans la zone Z2, à bas régime, le turbocompresseur ne suffit pas à augmenter la pression de suralimentation, on utilise la vanne de by-pass et le compresseur volumétrique, l'actionneur VGT étant alors positionné à l'optimum de rendement de la turbomachine. Pour réduire la consommation, quand c'est possible, on utilise le moins possible le compresseur volumétrique, c'est-à-dire qu'on réalise la charge grâce au turbocompresseur via l'actionneur VGT (zone Z4). Dans la zone hachurée Z3, on utilise le compresseur volumétrique seulement pour les régimes transitoires pour compenser la lenteur du turbocompresseur. Sur cette figure, S désigne un seuil prédéterminé au delà duquel le compresseur volumétrique n'est pas utilisé, S est déterminé en fonction de la vitesse maximale admissible par le compresseur volumétrique (issues de données constructeur).
Le procédé selon l'invention concerne la commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation. Pour commander le moteur thermique, on réalise les étapes suivantes :
1 ) détermination de pressions et températures au sein du circuit d'admission
2) acquisition d'une consigne de pression de suralimentation
3) construction d'un modèle de remplissage
4) calcul de la consigne de vitesse de rotation du compresseur volumétrique
5) commande du moteur électrique
6) commande de la vanne de by-pass.
La dernière étape de commande de la vanne de by-pass est une étape optionnelle. 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 :
• Pavcpr ,Tavcpr : pression et température en amont du compresseur volumétrique
(3) , en sortie du premier refroidisseur d'air suralimenté (6).
· Psural ,Tsural : pression et température de suralimentation à l'admission du moteur
(1 ) et en aval du compresseur volumétrique (3).
• Vmral : volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission du moteur (1 ) d'une part et le compresseur volumétrique (3) et la vanne de by-pass
(4) d'autre part.
· Papcpr : pression en aval du compresseur volumétrique (3) et en amont du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5).
• Bypass : position d'ouverture de la vanne de by-pass (4).
• Ncpr : régime du compresseur volumétrique (3).
• 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. • Dcpr : débit massique d'air en sortie du compresseur volumétrique (3).
• Dbp : débit massique d'air traversant la vanne de by-pass (4).
• Dasp : débit massique d'air aspiré par les cylindres du moteur (1 ).
• 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 .
• Pavcpr '■ densité des gaz passant à travers le compresseur volumétrique (3) donnée par p avcpr
RT avcpr
• φ : débit volumétrique du compresseur volumétrique (3). Le débit volumétrique est obtenu à partir d'une cartographie, qui peut faire partie des données fournies par le fournisseur du compresseur volumétrique (3).
• δΡ : pertes de charge dans le refroidisseur d'air suralimenté (6) situé entre le turbocompresseur (2) et le compresseur volumétrique (3). Ce terme de pertes de charge est cartographié en fonction du régime du compresseur volumétrique et de la densité des gaz.
• Ki et Kp : paramètres de calibration de la boucle de retour pour le mode de réalisation 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 dérivée par rapport au temps est indiquée par un point au dessus de la variable considérée. Étape 1 ) détermination de pressions et températures au sein du circuit d'admission
Afin de commander la suralimentation et notamment le régime (vitesse de rotation) du compresseur volumétrique, le procédé selon l'invention nécessite la connaissance de grandeurs physiques au sein du circuit d'admission. Il s'agit de la pression Pavcpr et de la température Tavcpr en amont du compresseur volumétrique (3) ainsi que la pression P sural et la température Tsural de suralimentation à l'admission du moteur (1 ). Ces grandeurs physiques peuvent être mesurées au moyen de capteurs de pression et de températures ou déterminées au moyen d'estimateur.
Selon un mode de réalisation illustré en figure 3, on dispose quatre capteurs au sein du circuit d'admission. On mesure une pression Pavcpr et une température Tavcpr en sortie du premier refroidisseur d'air suralimenté (6) et on mesure une pression Psural et une température Tmral de suralimentation en sortie du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5).
Alternativement, on mesure uniquement une pression Psural et une température Tsural de suralimentation en sortie du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5) et on détermine une pression Pavcpr et une température Tavcpr au moyen d'un estimateur. Par exemple, pour estimer la pression P avcpr on utilise un estimateur basé sur un modèle dynamique dans le volume en amont du compresseur volumétrique faisant intervenir la loi de conservation des débits et pour déterminer la température Tavcpr on utilise une cartographie du refroidisseur à air suralimenté (6) et la pression estimée Pavcpr .
Étape 2) acquisition d'une consigne de pression de suralimentation
On acquiert une consigne de pression de suralimentation P^ral qui permet d'atteindre le comportement (couple) demandé au moteur thermique (1 ). Cette consigne est donnée par l'étage supérieur du contrôle moteur. Elle est usuellement cartographiée en fonction de la consigne de PMI (Pression Moyenne Indiquée qui est la pression spécifique moyenne sur la surface de piston durant une course double compression-expansion) ainsi que du régime moteur.
Étape 3) construction du modèle de remplissage
On construit un modèle de remplissage du volume de suralimentation. Le volume de suralimentation est délimité d'une part par les soupapes d'admission du moteur et d'autre part par le compresseur volumétrique (3) et la vanne de by-pass (4). Le modèle de remplissage relie la pression de suralimentation P sural à la vitesse de rotation Ncpr du compresseur volumétrique (3). Avantageusement, le modèle de remplissage relie la pression de suralimentation Pmral à la vitesse de rotation Ncpr du compresseur volumétrique (3) au moyen de la pression Pavcpr et de la température Tavcpr en amont du compresseur volumétrique (3) ainsi que ladite température Tsural de suralimentation. 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 un mode de réalisation de l'invention, l'évolution de la pression en aval du compresseur volumétrique est gouvernée par la dynamique de remplissage du volume situé en amont des soupapes. Cette dynamique s'écrit par une formule du type :
RT.
(D - D, - D )
V,
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(PSURAL ,Tsural , Ne) . Ce modèle est donc une fonction de la pression de suralimentation.
Le débit passant à travers la vanne de by-pass DBP s'écrit sous la forme :
DbP = p (Bypass)■ f {Pavcm , Psurai , TAVCM )
avec Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et / le débit par unité de surface donné par la relation de Saint-Venant suivante (relation de pertes de charge au niveau de la vanne de by-pass) :
• Le débit compresseur mécanique DCPR peut s'écrire comme étant le produit du débit volumique avec la densité des gaz amont :
avec donné par le fournisseur du
compresseur mécanique), et pavcpr est la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par pavcpr = PAVCPR /RTAVCPR . La pression PAPCPR située en aval du compresseur mécanique (3) et en amont du refroidisseur d'air suralimenté (5) est liée à la pression de suralimentation par l'ajout d'un terme de pertes de charge δΡ dans le refroidisseur d'air suralimenté (5) : Papcpr = Psural + âP .
Ce terme de pertes de charge δΡ est cartographié en fonction du régime Ncpr du compresseur volumétrique et de la densité des gaz pavcpr .
En remplaçant l'expression des trois débits dans la première relation, la dynamique de pression de suralimentation peut s'écrire par une formule du type : sur al
s.ur al \ ~ avcpr J
où Ncpr et Psural représentent la commande et la sortie du système à contrôler. Cette relation constitue un modèle de remplissage du volume de suralimentation.
Étape 4) calcul de la consigne de régime du compresseur volumétrique
Au moyen du modèle de remplissage déterminé à l'étape précédente et de la consigne de pression de suralimentation P ai > on détermine la consigne de régime Nc s pr du compresseur volumétrique (3).
Selon le mode de réalisation décrit à l'étape précédente, pour déterminer la consigne de régime Nc s pr du compresseur volumétrique (3), on inverse la relation obtenue et on l'applique à la consigne de pression P^ral de suralimentation. L'analyse du système à montré que pour limiter les pertes, la vanne de by-pass doit rester fermée, la pression est donc contrôlée grâce à la vitesse de rotation du compresseur. La position de la vanne de by-pass est néanmoins utilisée pour la détermination de la commande de régime de rotation afin de prendre en compte la dynamique de fermeture. Ce système étant inversible, la commande de régime de rotation du compresseur pour réaliser une consigne de pression de suralimentation est donnée par une formule du type :
Cette loi de commande est alors légèrement modifiée. On remplace la pression de suralimentation Pmral , ainsi que le débit aspiré Dasp , par leurs consignes. La consigne du débit aspiré peut être donnée directement par l'étage supérieur du contrôle du moteur ou elle peut être déterminée par le modèle de remplissage du moteur dans lequel on considère la consigne de la pression de suralimentation : par exemple le modèle peut s'écrire Da sp sp = ,Tsural , Ne) . Ceci permet d'augmenter la robustesse de la loi de commande. En boucle ouverte, le calcul de la consigne de régime N^r du compresseur volumétrique peut s'écrire par une relation du type :
Fsural V 'sural
„ , " pSp
N sural sural
csppr
i P
avcpr avcpr Le terme dynamique P^ral , permet de jouer ici un rôle d'accélérateur en transitoire. Étape 5) commande du moteur électrique
Une fois la consigne de régime N^r du compresseur volumétrique (3) déterminée, on applique cette consigne au moteur électrique (1 1 ) qui entraîne en rotation le compresseur volumétrique pour atteindre la consigne de pression de suralimentation P^ral attendue. Ainsi, on obtient la charge désirée du moteur.
Étape 6) commande de la vanne de by-pass
La commande de la vanne de by-pass (4) du compresseur volumétrique (3) devient une commande on-off. Ce dernier doit être fermé lorsque l'on se trouve dans la zone d'utilisation du compresseur volumétrique (3) et ouvert sinon. Cette commande est directement liée à la différence de pression entre la consigne de pression de suralimentation Pmmi et 'a mesure de pression Pavcpr en amont du compresseur volumétrique. Lorsque cette dernière est supérieure à un seuil (pression de suralimentation non réalisée par le turbocompresseur seul), la vanne de by-pass (4) est fermée, la vanne de by-pass (4) étant ouverte dans le cas contraire. Une hystérésis peut être ajoutée afin de limiter le nombre d'ouverture et de fermeture de la vanne de by-pass (4).
L'invention concerne également un moteur thermique équipé d'une double suralimentation, pour laquelle le compresseur volumétrique est entraîné par un moteur électrique. Ce moteur thermique met en œuvre le procédé de commande tel que décrit ci- dessus.
Le procédé selon l'invention est adapté à la commande de 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. Variantes de réalisation
Selon une variante de réalisation de l'invention, on réalise un bouclage pour déterminer la consigne de régime Nc s pr du compresseur volumétrique, on parle alors de commande en boucle fermée. Cela permet de diminuer l'erreur statique entre la pression de suralimentation mesurée et sa consigne.
Pour atteindre ce but, on cherche à forcer la trajectoire de la pression de suralimentation Psural à suivre la trajectoire de sa consigne P^ral , pour cela on impose une relation du type : Psural - = ~K P ~ pZai )~ Ki J0 ~ pZai )*■ Les gains Kp et Ki sont des paramètres de calibration. Étant donné la structure du contrôleur, ces gains sont des constantes, valables sur toute la plage de fonctionnement qui permettent de prendre en compte la non-linéarité du système.
Cette correction fait apparaître un terme proportionnel et un terme intégral de l'erreur. L'inversion de la dynamique s'effectue ensuite exactement comme dans l'étape 4) de calcul de la consigne de régime N^r du compresseur volumétrique. On obtient alors une commande en boucle fermée de la forme :
p°p . vsural j s \
Sura + + (Bypassmes ) · f Pavcpr , PsZai Tmcpr ) + Ds sp
sural sural
cpr
P avcpr
avec SPI — K p {Psurai Pslrai ) Kt j" {Psurai Pslrai ^■
Avantageusement, le terme de bouclage (ou "feedback") est extrait du facteur multiplicatif RTsural /Vsural . Ce rapport étant quasi-constant, il entre dans les valeurs des paramètres de calibration Kp et Ki .
Selon une deuxième variante de réalisation de l'invention, on peut piloter le turbocompresseur à géométrie variable VGT (2) au moyen d'une consigne déterminée avec une cartographie du turbocompresseur (2).
Exemples d'application
Afin de vérifier le comportement du moteur thermique avec le procédé selon l'invention, des simulations sont réalisées pour la commande en boucle ouverte et pour la commande en boucle fermée pour le moteur thermique instrumenté selon la figure 3. Pour ces simulations, le seuil prédéterminé S d'utilisation du compresseur mécanique est fixé à 3000 tr/min. Les figures 4 à 6 correspondent à la commande en boucle ouverte telle que décrite à l'étape 4) et les figures 7 et 8 correspondent à la commande en boucle fermée telle que décrite dans le paragraphe variantes de réalisation.
Les figures 4a) à 4d) présentent une prise de charge pour un régime de 1000 tr/min
(zone Z2 de la figure 2). La figure 4a) présente la pression de suralimentation consigne P^ral et mesurée P™^ ainsi que la pression mesurée en amont du compresseur volumétrique Pâvcpr■ La figure 4b) représente la consigne et la mesure du régime Ncpr du compresseur volumétrique. Les deux figures 4c) et 4d) présentent les ouvertures des actionneurs d'air, de la vanne de by-pass et de la VGT (consignes et mesures). 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. La demande de couple intervient à 2 secondes. La pression de suralimentation demandée est alors d'environ 2200 mbar.
Pour ces simulations, l'ouverture du turbocompresseur VGT (2) est positionnée par une cartographie plus un terme proportionnel sur l'erreur de pression de suralimentation et la VGT se ferme au début du régime transitoire. La vanne de by-pass (4) se ferme totalement afin de permettre l'utilisation du compresseur volumétrique (3). De plus, le régime de rotation du compresseur volumétrique (3) augmente fortement puis chute pour retrouver une valeur constante en régime stabilisé. L'augmentation importante du régime du compresseur a pour effet d'accélérer la réponse de pression de suralimentation en compensant la lenteur du turbocompresseur (la sortie du contrôle du turbocompresseur étant la pression amont du compresseur volumétrique).
Les figures 5a) à 5d) correspondent aux figures 4a) à 4d) pour un régime de 2500 tr/min (zone Z3 de la figure 2). Sur cet essai, le compresseur volumétrique (3) n'est pas nécessaire pour réaliser la charge requise. Cependant, la commande en boucle ouverte selon l'invention l'utilise durant un régime transitoire pour accélérer la réponse de pression de suralimentation. On voit clairement sur la figure 5b) que le régime du compresseur volumétrique est initialement nul (faible charge), puis augmente pendant le transitoire, et enfin s'annule lorsque la pression de suralimentation souhaitée est réalisée. On constate sur cet essai l'accélération du système obtenue en utilisant le compresseur volumétrique en transitoire.
Les figures 6a) à 6c) présentent des mises sous couple pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500 et 3000 tr/min. Les figures représentent respectivement la pression de suralimentation Pmral (ainsi que la pression amont compresseur mécanique), le régime du compresseur volumétrique et la position de la vanne de by-pass Bypass et de la VGT. Sur les trois premières prises de charge (à 1000, 1500 et 2000 tr/min), on se situe dans la zone d'utilisation du compresseur volumétrique (zone Z2 de la figure 2). On voit bien qu'à la fin du transitoire, la VGT est positionnée de telle façon que le rendement de la turbomachine (2) soit optimum et la vanne de by-pass (4) est encore fermée. On voit tout de même que, durant le transitoire, le régime de rotation du compresseur volumétrique (3) augmente pour accélérer le système.
Sur les deux prises de charge suivantes (à 2500 et 3000 tr/min), on se situe dans la zone où, en stabilisé, il est préférable de ne pas embrayer le compresseur volumétrique (zone Z3 de la figure 2). Cependant, la commande de contrôle de la pression de suralimentation va chercher à fermer la vanne de by-pass (4) en transitoire pour accélérer la réponse en pression de suralimentation. A la fin du régime transitoire, le compresseur volumétrique (3) n'est plus utilisé.
Les figures 7a) à 7c) présentent des mises sous couple pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500 et 3000 tr/min pour la commande en boucle fermée. Les figures représentent respectivement la pression de suralimentation (figure 7a), le régime du compresseur volumétrique (figure 7b) et la PME (en sortie moteur, i.e. prenant en compte l'utilisation du compresseur volumétrique) (figure 7c).
Ces résultats sont à comparer avec ceux des figures 6, donnant les résultats de la commande en boucle ouverte. Il est clair ici qu'en l'absence de dispersion sur le système, un bon suivi de trajectoire était déjà assuré par la stratégie en boucle ouverte. Le travail des termes de "feedback" dans la commande est alors ici limité. Ceci facilite grandement la calibration du contrôleur, ce dernier ne travaillant qu'au voisinage de la trajectoire de la consigne. Les simulations précédemment présentées ont été effectuées avec un compresseur électrique volumétrique sans prendre en compte le couple maximal et la puissance maximale du moteur électrique d'entraînement (1 1 ). Afin de dimensionner ou de limiter la puissance électrique prélevée sur le générateur électrique (12) ou la batterie, il est possible de saturer la consigne de régime de rotation du moteur électrique (1 1 ) en prenant en compte la puissance mécanique maximale du moteur. A partir des cartographies de compresseurs fournies par le constructeur, on détermine la consigne de régime de rotation du compresseur volumétrique (3) maximale pour un rapport de pression donné aux bornes du compresseur (3) et pour une puissance mécanique maximale pouvant être fournie par le moteur électrique apcpr pmax
(1 1 ). Ceci est intégré dans une cartographie du type N™* = p ' mot qui sature la avcpr
consigne de régime de rotation du compresseur volumétrique. Les figures 8a) et 8b) présentent une prise de charge pour un régime de 1000 tr/min (zone Z2 de la Figure 2) pour différentes puissance mécanique maximale du compresseur électrique (1 kW, 2 kW, 3 kW, 5 kW et 7 kW). Ces courbes sont obtenues pour la commande en boucle fermée. La figure 8a) présente la pression de suralimentation (consigne et mesure). La figure 8b) présente la puissance mécanique mesurée aux bornes du compresseur volumétrique. La demande de couple intervient à 2 secondes. La pression de suralimentation demandée est alors d'environ 2000 mbar.
Ces résultats montrent qu'il est préférable d'avoir une puissance mécanique minimale de 2 kW afin de pouvoir réaliser la pression de suralimentation. A l'inverse au delà de 5 kW, la dynamique de la pression de suralimentation n'est plus améliorée.

Claims

Revendications
1 ) 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 volumétrique (3) pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur thermique (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur volumétrique comportant une vanne commandée de by-pass (4), ledit compresseur volumétrique (3) étant entraîné par un moteur électrique (1 1 ), caractérisé en ce qu'on réalise les étapes suivantes :
sp
a) on acquiert une consigne de pression de suralimentation Ps
b) 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 volumétrique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part ;
c) on transforme ladite consigne de pression de suralimentation P^ral en une consigne de vitesse de rotation N^r dudit compresseur volumétrique (3) au moyen dudit modèle de remplissage du volume de suralimentation ; et
d) on commande ledit moteur électrique (1 1 ) selon ladite consigne de vitesse de rotation
N^r dudit compresseur volumétrique (3).
Procédé selon la revendication 1 , dans lequel on détermine une pression Pavcpr et une température Tavcpr en amont dudit compresseur volumétrique (3) ainsi qu'une pression
P mral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ), ledit modèle de remplissage du volume de suralimentation reliant la pression de suralimentation P mral à la vitesse de rotation Ncpr dudit compresseur volumétrique (3)
Pavcpr et de ladite température Tavcpr en amont dudit compresseur volumétrique (3) ainsi que ladite température Tmral de suralimentation.
3) Procédé selon la revendication 2, dans lequel ladite pression Pmral et ladite température Tsural de suralimentation sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont du collecteur d'admission dudit moteur (1 )- 4) Procédé selon l'une des revendications 2 ou 3, dans lequel ladite pression Pavcpr et ladite température Tavcpr en amont dudit compresseur volumétrique (3) sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont dudit compresseur volumétrique (3) ou au moyen d'un estimateur dépendant de ladite pression P mral et ladite température Tmral de suralimentation.
5) Procédé selon l'une des revendications précédentes, 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 :
RT
^ =-^ , -¾ - j avec P mral la dérivée de ladite pression de suralimentation P mral par rapport au temps, R la constante des gaz parfait, V sural le volume de suralimentation, Dcpr le débit arrivant dudit compresseur volumétrique (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 Dasp le débit aspiré sortant vers les cylindres dudit moteur (1 ).
6) Procédé selon la revendication 5, dans lequel ledit débit Dbp sortant à travers ladite vanne de by-pass (4) est déterminé par une relation de pertes de charges au niveau de ladite vanne de by-pass (4), notamment par une équation de Barré Saint Venant, du type
: Dbp = Abp {Bypass)x f(Pavcpr , Psural ,Tavcpr ) 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 :
avec γ le rapport des capacités massiques des gaz. 7) Procédé selon l'une des revendications 5 ou 6, dans lequel ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle ouverte qui s'écrit par une relation du type : }sp
sural ^ sural sp
+ A (Bypass)■ f (Pavcpr , P al , Tavcpr )+ D asp
R T s,ural sural + δΡ
N csppr avec avcpr avcpr
Pmcpr 'a densité des gaz passant à travers le compresseur volumétrique donnée par avcpr
le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, D avcpr
consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air (6) situé entre ledit turbocompresseur (2) et ledit compresseur mécanique (3).
8) Procédé selon l'une des revendications 5 ou 6, dans lequel ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle fermée qui s'écrit par une relation du type :
PSP
sural . y sural
+ 3pi + Ab (Bypass) - /du ' ^sural ' avcpr / asp ρψ , cr>
R■ Γ„.„, avec
SPI = ~K P {psurai ~ pZai ) ~ Ki 0 (psurai ~ Ρ,Ζα , PaVcPr densité des gaz passant travers le compresseur volumétrique donnée par p avcpr le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Da sp 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.
9) Procédé selon l'une des revendications précédentes, dans lequel on ferme ladite vanne de by-pass (4) lorsque ledit moteur électrique est commandé.
10) Procédé selon l'une des revendications précédentes, dans lequel on ferme ladite vanne de by-pass (4) lorsque la différence de pression entre ladite consigne de pression de suralimentation P^ral et la pression en amont dudit compresseur volumétrique Pavcpr est supérieure à un seuil, ladite vanne de by-pass (4) étant ouverte sinon. 1 1 ) Moteur thermique équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur volumétrique (3) pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur thermique (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur volumétrique comportant une vanne commandée de by-pass (4), ledit compresseur volumétrique (3) étant entraîné par un moteur électrique (1 1 ), caractérisé en ce qu'il comprend en outre des moyens de mise en œuvre du procédé selon l'une des revendications précédentes.
12) Moteur selon la revendication 1 1 , dans lequel ledit moteur électrique (1 1 ) est alimenté par un générateur (12) placé sur le vilebrequin dudit moteur thermique (1 ).
13) Moteur selon la revendication 1 1 , dans lequel ledit moteur électrique (1 1 ) est alimenté par une batterie électrique. 14) Moteur selon l'une des revendications 1 1 à 13, dans lequel la puissance mécanique dudit compresseur volumétrique (3) est comprise entre 2 et 5 kW.
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