FR2512882A1 - Machine thermodynamique a cycle adiabatique formant moteur ou compresseur, notamment pour pompe a chaleur - Google Patents

Abstract

L'INVENTION CONCERNE LES MACHINES VOLUMETRIQUES ADIABATIQUES. ELLE SE RAPPORTE A DES MACHINES VOLUMETRIQUES, TELLES QUE LES MACHINES DE COMPRESSION OU DE DETENTE ET LES MOTEURS, DANS LESQUELS L'ECHANGE DE CHALEUR ENTRE LE GAZ ET LES PAROIS EST REDUIT AU MINIMUM. PAR EXEMPLE, DES AILETTES 101 FORMENT UN DIFFUSEUR QUI TRANSMET A UNE LUMIERE 96 QUI PEUT ETRE FERMEE PAR UNE SOUPAPE 95, UN COURANT D'AIR AYANT UNE COMPOSANTE CIRCONFERENTIELLE IMPORTANTE SI BIEN QU'IL SE FORME UN TOURBILLON AXIAL DANS LA CHAMBRE COMPRISE ENTRE LA CULASSE 93 ET LE PISTON 91. CE TOURBILLON AXIAL REDUIT L'ECHANGE DE CHALEUR AVEC LES PAROIS SI BIEN QUE LE RENDEMENT EST FORTEMENT ACCRU PUISQU'IL PEUT ETRE DOUBLE DANS CERTAINES CONDITIONS. APPLICATION AUX POMPES A CHALEUR ET AUX MOTEURS DIESEL ET A ESSENCE.

Description

La présente invention concerne les machines thermodynamiques à cycle

adiabatique, notamment les moteurs et les compresseurs, ainsi que des pompes à chaleur comprenant

de telles machines thermodynamiques.

Il existe deux types principaux de machines utilisés pour fournir du travail pour la compression de gaz ou pour recueillir du travail de la détente de gaz Ces deux types principaux de machines sont les machines volumétriques

et les machines à turbine Les machines volumétriques compor-

tent des pistons ou des rotors à palettes entraînés mécani-

quement ou assurant un entraînement mécanique Un volume de gaz est transporté à vitesse relativement faible d'un volume à un volume différent, plus grand ou plus petit, suivant la fonction du compresseur ou du moteur Dans l'autre type de machine, les turbines, le courant de gaz entre les ailettes s'effectue à une vitesse correspondant sensiblement à la vitesse du son dans le gaz Les spécialistes dans la conception de telles machines savent que les turbines peuvent avoir un meilleur rendement que les machines volumétriques La raison de cette différence de rendement n'a pas été souvent très claire La connaissance de la cause de ce mauvais rendement permet la réalisation d'une machine volumétrique, d'une machine telle que la perte de rendement est réduite d'un facteur important afin qu'elle soit minimale Evidemment, il existe la perte d'énergie supplémentaire et bien connue due au frottement entre le piston auxiliaire, le piston ou les palettes et les parois de la chambre, dans une machine volumétrique La turbine évite elle-même cette réduction du rendement mais elle présente d'autres inconvénients tels que le frottement d'un courant aérodynamique à des vitesses

proches de la vitesse du son.

On considère maintenant l'échange termique et les pertes totales d'énergie Les pertes par frottement entre les éléments glissants sont importantes mais elles ne constituent pas habituellement les principales pertes d'énergie dans une machine Cependant, on considère plus précisément dans la suite du présent mémoire une propriété d'une machine volumétrique qui présente une perte essentielle de rendement et qui n'est pas bien comprise Il s'agit de l'échange de chaleur entre les gàz comprimés ou détendus et des parois délimitant le volume de travail Cet échange de chaleur est habituellement accepté comme étant inhérent. Cependant, on considère selon l'invention qu'il peut être

notablement réduit.

On considère maintenant l'échange de chaleur avec les parois On considère d'abord les compresseurs, bien que les remarques qui suivent s'appliquent également à des moteurs à détente, en inversant les termes utilisés Lorsqu'un

gaz subit une compression adiabatique, il s'échauffe en fonc-

tion de la compression ainsi que d'une augmentation de la pression L'augmentation de température et de pression

satisfait aux relations bien connues de la loi adiabatique.

Dans certains cas, par exemple dans un compresseur d'air, la chaleur due à l'augmentation de température créée dans le gaz est ensuite rejetée- sous une forme perdue bien qu'une fraction importante et même essentielle du travail utile puisse être perdue par rejet de cette chaleur Dans le cas particulier d'un compresseur d'air dans lequel cette chaleur est rejetée, il est plus efficace de rejeter cette chaleur le plus tôt possible au cours du cycle afin qu'un travail plus faible soit réalisé pour l'obtention d'un volume voulu de gaz froids comprimés Dans d'autres cas de l'utilisation d'un compresseur, par exemple, dans une pompe à chaleur à cycle de Rankine ou dans un cycle de compression de divers

moteurs à combustion interne, cet écart par rapport à la-

compression adiabatique, du à l'échange de chaleur du fluide

de travail, c'est-à-dire du gaz, avec les parois du compres-

seur, constitue un inconvénient essentiel et est une cause

prépondérante de la-réduction du rendement dans le système.

L'invention concerne la réalisation convenable des lumières d'entrée et de sortie d'une machine volumétrique adiabatique permettant une réduction à une faible valeur de cet échange

de chaleur.

Le mécanisme de cette perte de chaleur est le mouvement turbulent du fluide de travail qui vient au

contact des parois pendant la compression ou la détente.

Cet échange de chaleur comporte deux parties ( 1) d'échange de chaleur entre le gaz et la paroi lorsque celle-ci est maintenue à une même température, et ( 2) l'impédance thermique de la paroi elle-même Il s'avère que l'impédance thermique

de la paroi est telle que la paroi joue le rôle d'un réser-

voir formant une moyenne par retardement ou par inertie, en prenant une température égale à la température moyenne du gaz avec un retard de phase dans la course Le retard de phase dans le temps et l'amplitude de cet échange de chaleur

sont nuisibles au rendement adiabatique.

On considère maintenant la profondeur de pénétra-

tion thermique On peut calculer la masse calorifique de la paroi pendant le contact transitoire avec le gaz, par calcul de la profondeur de pénétration thermique pendant le temps du contact Cette profondeur de pénétration thermique d, qui représente la pénétration de la chaleur (ou du froid) pendant un temps déterminé t, est représentée mathématiquement sous la forme: d (K/Cv t)'/2 CV étant la chaleur spécifique de la matière de la paroi, K la conductibilité thermique et t le temps Le rapport (K/Cv) est souvent appelé coefficient de diffusion Pour des exemples de matières pour lesquelles C v est de l'ordre de 4 W/cm) degré, et pour un temps de 10 2 s (pour une course à 3000 tr/min) ou plus, la profondeur de pénétration varie entre 3 10 3 cm pour une matière plastique ayant un coefficient K de 4 10 3 W/em 3 degré à la vitesse la plus élevée et 3 10 2 cm pour un métal et un piston lent de grande dimension La profondeur de pénétration la plus petite correspond déjà à une masse calorifique équivalant à plusieurs

centimètres d'air ou de "Freon" à la pression atmosphérique.

En conséquence, la masse calorifique de la paroi au contact

du gaz est comparable à celle du gaz ou est supérieure.

Habituellement, dans les calculs de machines, on néglige ce facteur dû à la profondeur de pénétration et on suppose que la paroi prend une température qui est la moyenne du débit de chaleur à partir du gaz, au cours du temps Dans ce cas, le facteur essentiel pour la détermination de la perte de chaleur est l'échange thermique théorique du gaz avec une paroi supposée isotherme, d'une manière presque indépendante des propriétés de la paroi Le présent mémoire montre aussi

l'importance du retard ou de l'inertie présenté par l'écoule-

ment de la chaleur On considère d'abord l'effet de la profon-

deur de pénétration On suppose que les parois de la chambre lo sont lisses et la perte de chaleur est alors contrôlée par

l'échange d'un écoulement turbulent avec une paroi lisse.

On considère maintenant plus en détail un écoulement de chaleur par diffusion La figure l représente la solution classique du problème de la diffusion de la chaleur d'un réservoir ou source i à un second réservoir ou source 2 On supposé que le réservoir 1 est le plus chaud à une température Tl et contient un gaz turbulent ayant une aptitude pratiquement infinie à transporter la chaleur Jusqu'à une cloison 3 La chaleur diffuse dans la région 2 et hors de celle-ci avec une diffusivité K/Cv La distribution

de la chaleur ou de la température T en fonction de la profon-

deur x suit une séquence de solutionssous forme de la fonction erreur avec T = T + (T 1 T 2 > exp(-x 2 d) ou T = T + (T T e(-x /d)

2 ( 1 T 2)

et, comme précédemment d = (K/C t)1/2 La distance d représente le centroide de la profondeur de pénétration de l'onde thermique Les trois courbes d 1 ' d 2, d 3 représentent les profils de la température à des temps t 1, t 2, t 3, les profondeurs caractéristiques de pénétration étant de plus en plus élevées de d à d et à d Si la i 2 3 Y température T 2 varie avec le temps, par exemple dans un cylindre ayant alternativement des gaz chauds et froids, la distribution réel-le de la température doit être une addition simple de telles solutions En ce sens, le "froid"

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(c'est-à-dire une température T 1 inférieure à la température T 2) peut pénétrer dans la paroi aussi bien que la chaleur lorsque T 1 dépasse T 2, La profondeur de pénétration représente la profondeur caractéristique moyenne podr chaque variation de température pendant un temps t La masse calorifique décrite par chaque courbe est égale à H = (T 1 T 2)CV si bien que plus le temps pendant lequel la chaleur peut s'infiltrer est grand et plus la chaleur transmise est Importante Le tableau qui suit indique des exemples de diffusivité et de masse calorifique de la profondeur de pénétration pour diverses matières On choisit une fréquence de 3000 tr/min à titre illustratif, et la masse calorifique de la profondeur de pénétration est comparée à des gaz de combustion comprimés avec un rapport 8/1 dans un moteur

à cycle d'Otto.

TABLEAU

Diffusivité et masse calorifique de la profondeur de pénétration pour divers matériaux, pour 3000 tr/min,

t = 1/( 2 f) = 0,01 sec.

Conductibi-

lité thermique W/cm 2 Capacité calorifuge W/cm'

Diffu-

sivité cm 2 I K/Cv

Masse calori-

fuge de la profondeur de pénétration CV(Ot)i/2 WJ/cm 2 acier au carbone 0, 5 3,4 0,13 0,0686 acier inoxydable 0,14 3,4 0,036 0,0364 nickel-chrome 0, 11 3,4 0,028 0,0318 bronze au phosphore 2,? 3,5 0,55 0,146

cuivre au béryl-

lium 0,8 3,5 0,20 0,088 Alliage d'aluminium 1,6 2: O; 57 0,105 carbone (coke) 0,28 1,3 0,2 0,0314 céramique d'alumine 0,30 3,3 00 o -0,054 silice fondue 0,016 3,3 0,004 0,013 La capaclté cal 3 rifique d'al en presence de carburant pour une compression d'un facteur 8 est de 2 10-2 2/cmo ____ _ On considère maintenant un échange de chaleur turbulent avec une surface lisse Lorsqu'un gaz s'écoule dans une tuyauterie à parois lisses, les propriétés de l'échange de chaleur d'un fluide turbulent sont telles que le gaz atteint l'équilibre thermique avec la paroi après avoir parcouru sensiblement 50 diamètres de tuyauterie (American

Handbook of Physics, 1963, Prentice Hall, II Y p 256 et 257).

Il s'agit aussi de la longueur de ralentissement visqueux ou de la longueur nécessaire à la dissipation de l'énergie cinétique Cette quantité de 50 diamètres de la tuyauterie est déterminée d'après les propriétés particulières de la sous-couche laminaire Il s'agit de la couche limite entre

le courant turbulent et la paroi lisse de la tuyauterie.

Dans le cas du cylindre ou d'un autre volume de compression, la considération nécessaire porte sur la distance parcourue par le fluide (ou le gaz) au contact de la paroi pendant la durée d'une course Lorsque le gaz pénètre par une soupape avec une vitesse élevée par rapport à la chambre, le gaz circule de nombreuses fois dans la chambre de combustion

pendant la durée d'une course de compression ou de détente.

Le nombre de cycles de circulation peut être estimé grossière-

ment par le rapport de la vitesse des gaz pénétrant par la soupape d'admission à la vitesse du piston Le rapport moyen de la section de la soupape à la section du piston est souvent d'environ 20/1 (Taylor, C F, The internai Combustion Engine In Theory and Practice, 1966, Vol 1, 2), si bien que-les gaz pénétrant dans le cylindre ont des vitesses comprises entre 10 et 20 fois la vitesse du piston En général, les gaz pénètrent dans la chambre d'une manière non symétrique par rapport au volume de compression si bien que la turbulence créée par le courant est supérieure à celle qui est provoquée dans un courant de fluide se déplaçant dans une tuyauterie normale En conséquence, l'échange de chaleur avec la paroi

est accru lorsque la turbulence est accrue -On prévoit une-

multiplication par un facteur sensiblement egal à e de l'échange de chaleur en 10 circulations car le gaz s'écoulant au niveau des coins est plus turbulent qu'un courant dans une tuyauterie rectiligne En conséquence, le piston habituel ayant des soupapes d'admission de petites dimensions permet un échange de chaleur du gaz avec la paroi pour la moitié environ de la chaleur différentielle du gaz pendant le temps d'une course de compression ou de détente Comme la température différentielle de la paroi par rapport au gaz correspond sensiblement à la moitié de la différence totale de température) le quart environ de la chaleur est perdu dans la paroi C'est cet échange de chaleur important qui est la cause principale de la réduction de rendement de ces machines de traitement

de gaz La seule possibilité pour éviter cette perte de cha-

leur est de permettre au gaz de pénétrer dans le volume de compression avec de faibles vitesses La distance parcourue par le gaz pendant une course est alors faible (exprimée en diamètre), et l'échange de chaleur est faible Si la vitesse de circulation du gaz entrant correspond précisément avec la vitesse du piston ou d'autres organes de compression, on peut prévoir la présence d'une couche limite faiblement turbulente, c'est-à-dire qu'il ne s'agit pas d'un courant parfaitement laminaire, mais présentant au contraire une faible turbulence On considère que cette turbulence presque absente correspond à un écoulement presque laminaire, et il est primordial d'obtenir un écoulement presque laminaire

du gaz admis dans le cycle de compression ou de détente.

Si l'écoulement doit être presque laminaire à la vitesse du piston, la section de la lumière d'admission doit être proche de la section totale du piston De manière analogue, dans un moteur a détente, les lumières d'admission doivent encore être égales à la section du piston Cette considération

s'applique aux machines à palettes rotatives.

On considère maintenant la perte de rendement due à l'échange de chaleur du gaz avec la paroi dans un cycle adiabatique On suppose qu'un gaz à une température initiale T 1 est comprimé de manière que sa température finale soit égale à T 3, en cas d'une compression adiabatique parfaite, mais le gaz est au contraire maintenu dans les conditions isothermes, à une température intermédiaire T 2, pendant la dernière partie de la compression La température T 1 est donc inférieure à T 2 qui est ellemême inférieure à T 3 et l'énergie calorifique contenue dans le gaz après qu'il a

quitté le piston est inférieure à celle qu'il aurait normale-

ment, d'un rapport T 2/T (La masse du gaz se conserve). En conséquence, ce facteur de perte de rendement ou la perte de chaleur correspond à la différence de température T 3 T 2 divisée par la chaleur qu'aurait contenu le gaz, c'est-à-dire proportionnel à T 3 Tl Suivant le refroidissement des parois du cylindre et d'autres facteurs, la température T 2 ne peut se trouver qu'à mi-chemin entre les températures T et T et en conséquence, la machine de compression a un

1 3

rendement de 50 % lorsqu'elle effectue une compression adia-

batique La température T 2 qu'atteint la paroi est une -fonction

compliquée du processus d'échange de chaleur et du refroidis-

sement des parois En général, le gaz ne vient pas à l'équili-

bre en tous points de la course et ainsi seule une-approxima-

tion de cette perte de chaleur est observée en réalité.

Cependant, le fait qu'un calcul simple indique qu'une quantité pouvant atteindre 50 % de la quantité théorique maximale de chaleur peut être échangée est une rai-son suffisante pour qu'on essaie de réaliser des machines ne présentant pas ce court-circuit thermique et la perte correspondante de rendement. Si la paroi reste à la température T 2, cette perte de chaleur vers les parois est un avantage en réalité

dans un compresseur, par exemple dans un cycle de réfrigé-

ration ou dans un compresseur normal d'air Cependant,

l'échange de chaleur du gaz vers la paroi est plus compliqué.

Si le gaz peut perdre de la chaleur au profit de la paroi dans une partie du cyle, il peut aussi en recevoir de la chaleur dans une autre partie du cycle, lorsque la paroi est plus chaude que le gaz La paroi est plus chaude que le gaz pendant une période transitoire étant donné l'effet de la profondeur de pénétration Cet effet du chauffage du gaz par la paroi est particulièrement nuisible au rendement du compresseur car le chauffage du gaz a lieu à son admission, lorsque la paroi est plus chaude que le gaz admis Le gaz est alors comprimé avec une plus grande quantité de chaleur que dans le cycle adiabatique idéal si bien qu'il faut plus de travail que la quantité qui est nécessaire dans un cycle idéal Ainsi, la chaleur est échangée avec un retard de phase nuisible On considère maintenant ces cycles idéau;x, avec et sans échange thermique avec la paroi, en rçaf 4 rence

à la figure 2.

Le gaz est aspîré danes le cylind Le pendant la course d'admission a partir d'une teprtr;T le long de la courbe à pression constante P jusqu'au volume V Dans le cycle Idéal, la comprs Cncnmence au volume V et suit la courbe adiabathue vri î 1our atteindre la pression final A d u raavur N aiurẻ V 1 c' mne température T 1 Plus r 'biié d es au chi 3 uffge du gaz par la parc)l cxit-t nlors < 1) Si écat haum'fé de -,Y u N l quimeûnt pendaat I aspira-ïon a rltres nvlm a e mneme Alnsi, comr-vc le - 1 'est 5 haff par las parois que pendant Il'admissicç etonda'; u-co 1 esln la compression est a-iiabrati-cue p-3 r hpè et l',-11 t e nu' VI, P 1 e 5 t le meme, ilal -Ceï 1 péecture S plus é 12 1 ea T (T + T > 11 x -r e'd hlur es"-, reu (Taîff o o i ec r e jet, S i b ien qu'il f au t e P pu N 1 ir;n cief q Uantt Fe de i-ra al p ou r a t r a N S m S si 'u ne i'de C ( 2)e l a onl t re a aou téêep res le début de comprcssion et l i u'e s plus abrupte que 1 k' courbed îuepreroate du gaz risque alirs de d:"r ue ' N la Paroî avec transf ert Je cl,k'uet i, 'g-' et cu rb e s' incurve comme diqfr si c est mnoins Incer queÄ ii c Durbe a d i c - i Yqu e 1 L c j

n é ce ssa r e es t P u' qrnd La c ou rbc P u S t'a El isô e n.

ce que le refroidisserac-it du 19 az Ccoerîîi chr la Pa Zrce L â 'la fin du, cyle peut réduire en lité I imppratu-ee 'ulnale dut gaz T 4 au volume V au-dessous de T u 'Iolugie V du cas

44 I

adiubatique, mair' le l 5 v i 2 esultant deoaSS encore le

-

travail du cycle adiabatique.

( 3) La paroi peut être refroidie parfaitement et maintenue à la température T 0, et le gaz peut échanger

de la chaleur avec la paroi d'une manière parfaite, la compres-

sion étant alors isotherme le long de la courbe 5 Il s'agit du cycle nécessitant un travail minimal pour l'obtention d'un gaz froid à la température finale T 5 = T O Il ne peut pas

être obtenu en pratique, toujours à cause ( 1) des considéra-

tions portant sur la profondeur de pénétration, isolant

l'intérieur par rapport à l'extérieur, d'une manière transi-

toire, et ( 2) de l'efficacité partielle seulement de l'échange

turbulent de chaleur dans un cylindre normal ayant un piston.

On considère maintenant en résumé les pertes de chaleur et le cycle adiabatique L'échange de chaleur a lieu à cause de l'écoulement turbulent dans le gaz admis La masse maximale de gaz ou la température minimale T est maintenue pendant l'admission uniquement lorsque les parois restent à la températurel T ou lorsque l'admission s'effectue sous forme d'un écoulement presque laminaire Pendant la compression, les mêmes considérations s'appliquent Cependant, le phénomène de la profondeur de pénétration thermique montr e que, lorsque la paroi a une épaisseur grande par rapport à cette profondeur de pénétration, elle moyenne l'écoulement de la chaleur à l'extérieur, mais à l'intérieur, le gaz est alternativement chaud et froid dans une couche mince Si le gaz est turbulent, ce réservoir de chaleur alteriativeỉient chaud et froid provoque un chauffage de l'air d'admission au plus mauvais moment si bien que le gaz comprimé atteint une plus grande température T 3 et le gaz est encore plus chauffé si bien qu'il faut une plus grande quantité de chaleur, etc, jusqu'à ce que la température moyenne accrue des parois permette l'évacuation de la chaleur Il s'agit d'un compresseur qui a un mauvais rendement Il est préférable de réduire l'échange de chaleur entre le gaz et les parois par réduction de la turbulence et par utilisation d'une admission et d'une

compression avec un écoulement presque laminaire.

L'échange transitoire de chaleur dû à la turbu-

lence partielle et à la profondeur de pénétration thermique est nuisible dans toutes les machines volumétriques A titre

de précaution utile, Taylor ( 1966) attribue une perte de -

rendement d'environ 30 % à la perte de chaleur dans un moteur à essence et une perte de rendement pouvant atteindre 50 % à la perte de chaleur dans un moteur diesel En d'autres termes, un moteur à essence peut avoir un rendement de 45 % au lieu de 30 %, et un moteur diesel peut avoir un rendement de 70 % au lieu de 35 à 40 % Il existe ainsi des gains potentiels importants, justifiant une certaine complexité nécessaire à

leur obtention.

On considère maintenant un échange de chaleur de type laminaire Lorsque le fluide échange de la chaleur avec la paroi sur une distance de déplacement correspondant à 10 diamètres par exemple, dans l'hypothèse o le volume a des coins, la vitesse du fluide introduit ne peut pas être très supérieure à la vitesse du piston ou à une autre limite mobile du volume de délimitation (par exemple une palette rotative) Comme ces vitesses sont habituellement inférieures au dixième de la vitesse du son dans le gaz dans le cas d'une machine classique, les pressions différentielles aux lumières d'admission ne peuvent pas dépasser 1 % environ de la pression du gaz En conséquence, les lumières doivent être réalisées avec une section à peu près égale à celle du piston Les soupapes qui sont ouvertes par la pression du gaz telles que le soupapes à lame élastique, provoquent obligatoirement l'introduction des gaz avec une vitesse suffisamment élevée pour que la turbulence soit importante si bien que les pertes d Ges à l'échange de chaleur sont importantes, mais une soupape d'admission à boisseau convient La lumière d'échappement d'autre part n'a pas à être aussi grande et en fait, il peut s'agir d'une soupape à lame élastique car les gaz quittant le cylindre ne créent pas une turbulence

dans le cylindre pendant l'opération d'évacuation En consé-

quence, un compresseur a piston à lumières à écoulement laminaire peut être réalisé par exemple, mais uniquement avec la complication relative de l'utilisation d'une soupape d'admission à boisseau qui expose une partie de la paroi latérale La section de cette partie doit être presque égale à la section de la tête du cylindre, mais des réductions importantes des pertes de chaleur sont obtenues avec des lumières d'admission plus petites, correspondant par exemple à la moitié de la section de la tête des cylindres; Des machines à palettes d'autre part peuvent

être réalisées de manière que la section de lumière d'admis-

sion soit égale à la section totale du volume de compression ou de détente, pourvu que les palettes ne se déplacent pas sur la paroi externe du volume de compression Dans le cas contraire, l'entrée des lumières doit être limitée dans une certaine mesure par la matière nécessaire au support

de la palette à son niveau.

L'invention concerne donc des moteurs ou compresseurs à lumièresréaliséesspécialement, les entrées ayant une section sensiblement égale à la section totale du volume de compression, des précautions particulières étant prises de manière que les-gaz admis pénètrent à peu près à la même vitesse que la limite mobile du volume de

délimitation De cette manière, l'écoulement du gaz est -

presque laminaire dans le volume de délimitation pendant la compression et la détente, et la perte de chaleur vers la paroi est notablement réduite Dans de nombreux moteurs

thermiques, ce phénomène permet-une augmentation du rende-

ment en carburant d'un facteur pouvant atteindre deux.

On considère maintenant les écoulements laminai-

res et turbulents La turbulence est provoquée dans un courant de fluide lorsque deux conditions sont satisfaites (l)la dissipation visqueuse d'une énergie cinétique du champ moyen d'écoulement est faible ou, de manière équivalente, le nombre de Reynolds du diagramme d'écoulement est important, et ( 2) le gradient de la distribution des vitesses n'est pas

constant, c'est-à-dire qu'il existe des dérivés finis supé-

rieurs à la dérivée première de la vitesse par rapport à

la distance mesurée perpendiculairement à l'écoulement moyen.

En conséquence, un gradient de vitesse uniforme dans le

courant ne suffit pas à provoquer une turbulence.

En pratique, la turbulence augmente le frottement

du courant de fluide (et en conséquence le transfert de cha-

leur) au contact d'une surface rigide Lors du passage d'une surface lisse au fluide, le courant immédiatement adjacent à la paroi est laminaire car la dimension est si faible que

le frottement du fluide dû à la viscosité dépasse le frotte-

ment turbulent A une distance critique dans le courant, pour laquelle le nombre de Reynolds dépasse 100 (cette distance étant mesurée perpendiculairement à la paroi), le courant devient turbulent, d'abord avec de petits tourbillons car il n'y a place que pour de petits tourbillons, puis des tourbillons de plus en plus gros, lors d'une pénétration de plus en plus grande dans le fluide La progression de dimension des tourbillons à distance croissante de la

surface et dans le fluide, correspond à un profil logarithmi-

que Lors d'un passage vers l'aval, par exemple le long d'une aile d'un avion, le profil turbulent se prolonge encore dans le fluide Cette profondeur de pénétration, pour une surface lisse, est une faible fraction de la distance vers l'aval, de l'ordre de 1/10 à 1/20 En conséquence, le courant parcourt un trajet relativement long avant d'exciter une turbulence dans le fluide En effet, un petit tourbillon proche de la paroi doit exciter les tourbillons plus gros placés plus Join dans le fluide, et ainsi de suite D'autre part, si la paroi est très rugueuse, avec des perturbations ou des saillies de grandes dimensions, la turbulence est excitee très rapidement et des tourbillons de l'ordre de la rugosité ou de la dimension des saillies se forment immédiatement On réalise les ailes des avions sous forme lisse de manière que le rapport de la portance à la trainée soit compris entre 10/1 et 201 i, nmais lors de l'utilisation d'un obturateur de fente d'aile (volet dépassant verticalement), la turbulence créée est importante et le rapport portance/ trainée tombe à une valeur de l'ordre de 2/1 ou 3/1 D'autre part, si le courant cst parfaitement iaminaire, un rapport poctance/trainée supérieur à 100 peut être obtenu En conséquence, d'une manière relative, une paroi lisse ayant une couche faiblement turbulente agit comme si elle possédait

des caractéristiques de trainées presque laminaires, contrai-

rement à la turbulence très importante due à un obturateur de fente d'air. Dans le cas d'un courant tournant dans un cylindre, le courant est aucontact d'une paroi lisse sans coins et il est donc presque laminaire Un tourbillon azimutal d'autre part, est tel qu'il est dévié par les coins nets et est donc plus turbulent C'est pour cette raison que le tourbillon axial est appelé "presque-laminaire" alors que le tourbillon azimutal est véritablement turbulent Enfin, le gradient de vitesse observé en fonction du rayon dans le tourbillon axial ne provoque pas une turbulence car il est

constant en fonction du rayon Seul le contact ou le frotte-

ment avec la paroi provoque une turbulence Dans cette discussion d'un écoulement presque laminaire le long d'une surface lisse, on suppose que le courant, juste en amont de la surface, est lui-même presque laminaire et a une vitesse et un sens qui ne diffèrent pas beaucoup de la vitesse le

long de la surface considérée.

On considère maintenant de manière générale

les machines volumétriques adiabatiques Selon l'invention,.

le rendement des machines volumétriques (à la fois les machi-

nes de compression et de détente à cylindre et piston et à palettes) est notablement augmenté par introduction du gaz dans la chambre de compression ou de détente par un passage

d'entrée (ou plusieurs passages d'entrée) ayant une confi-

guration et une dimension assurant la formation d'un écoule-

ment presque laminaire du gaz dans la chambre si bien que l'écoulement de la chaleur vers les parois de la chambre et à partir de celles-ci est notablement réduit Dans le cas des machines à piston et cylindre, un courant presque laminaire est obtenu avec un passage d'entrée ayant une section comprise entre environ la moitié de la section du piston et la totalité de cette section, de préférence sous forme d'un ou plusieurs passages débouchant à une lumière d'admission placée sur 3600 autour du cylindre, cette

lumière étant ouverte et fermée par un clapet à boisseau.

Le passage doit être continu ou comporter deux ou plusieurs diffuseurs destinés à introduire le gaz-dans le cylindre avec une composante tangentielle sensible dans le cylindre afin qu'un écoulement tourbillonnaire axial soit provoqué, alors que la formation d'un tourbillon radial et en conséquence d'une turbulence et d'un échange de chaleur importants, sont empêchés Dans le cas des machines à palettes, le passage d'aspiration et le passage d'évacuation ont, sur leur longueur, des sections telles qu'un courant presque laminaire, à une vitesse correspondant sensiblement à celle des palettes du rotor, est entretenu de manière que l'échange de chaleur entre le gaz et les palettes et les parois du carter de la machine soit réduit Les parois du carter d'une machine à palettes sont de préférence formées d'une matière ayant une faible conductibilité thermique afin que l'écoulement de la chaleur dans les parois soit réduit et que le court-circuit

thermique formé par les parois soit minimal.

L'invention s'applique notamment aux machines suivantes: Moteur à cycle d'Otto à quatre temps Le passage d'admission est placé sur 360 autour de la partie supérieure du cylindre, sous forme continue, et il est ouvert et fermé par un clapet à boisseau commandé

par le vilebrequin du moteur ou par un arbre à came suspendu.

Du carburant pénètre dans le cylindre de façon générale suivant l'axe de manière qu'il soit localisé dans une région distante des parois du cylindre lors de la combustion Le volume de distribution a des palettes orientées obliquement par rapport à la tangente afin qu'un courant tourbillonnaire axial se forme dans la chambre Ce courant favorise la combustion par centrifugation de gouttelettes de combustibles non brûlés vers l'extérieur par rapport à l'axe, à l'endroit o de l'air qui n'est pas appauvri en oxygène est disponible

et peut entretenir la combustion du carburant.

Moteur diesel à deux temps.

Ce moteur a un cylindre et un piston de suralimen-

tation, un cylindre et un piston de combustion, et un cylindre et un piston d'échappement ayant des rapports de compression

compris dans les plages suivantes respectivement: suralimen-

tation -3/1 à 8/1, compression -3/1 à 4/1, échappement -6/1 à 9/1 De l'air est introduit dans le cylindre de suralimenta- tion par une lumière d'admission de 360 , de préférence à la partie supérieure et la lumière étant ouverte et fermée par un clapet à boisseau et recevant l'air d'un volume d'alimentation ou de volutes qui créent une composante circonférentielle assurant la formation d'un tourbillon axial et d'un courant presque laminaire dans le cylindre L'air suralimenté est transmis à une chambre isolée de stockage qui contient l'air destiné à être ensuite déplacé-de manière

quasi-statique et qui assure la purge du cylindre de combus-

tion Le volume de la chambre de stockage doit être compris entre environ une et six fois le volume balayé du cylindre de combustion Celui-ci a une lumière d'admission de 3600 à la partie inférieure de la course du piston, recevant l'air de suralimentation provenant de la chambre de stockage pa r un diffuseur qui crée un courant tourbillonnaire axial dans le cylindre de combustion De préférence, pour la compression maximale, le rayon et la course du cylindre de combustion sont sensiblement égaux afin qu'un grand volume permette la réduction des pertes de chaleur au minimum La tête du cylindre de combustion est lisse et la soupape d'échappement est pratiquement coaxiale à l'axe du cylindre Du carburant est injecté pratiquement suivant l'axe du cylindre de combustion si bien que le courant tourbillonnaire-axial n'est pratiquement pas perturbé et la combustion est favorisée par la centrifugation des gouttelettes de carburant vers des

régions dans lesquelles l'air n'a pas été épuisé en oxygène.

L'ouverture de la soupape d'échappement du cylindre de combustion doit se trouver à mi-chemin entre l'axe et la paroi du cylindre, de manière qu'elle assure une purge plus complète Dans le cas d'une soupape tubulaire coaxiale d'échappement, la tête du cylindre de combustion est refroidie afin qu'un transfert de chaleur important soit assuré et

permette le refroidissement de la soupape Le gaz d'échappe-

ment est transmis du cylindre de combustion au cylindre d'échappement par un passage isolé thermiquement et à parois lisses, vers un diffuseur qui provoque la formation d'un courant tourbillonnaire axial presque laminaire dans le cylindre d'échappement La soupape d'échappement du cylindre d'échappement est un clapet à boisseau et se trouve à peu près à la moitié du rayon, sa largeur étant égale à la moitié

environ du rayon du cylindre.

Moteur à cycle d'Otto à deux temps

Une lumière d'admission de 360 placée à la par-

tie inférieure de la course du piston et ayant une hauteur égale à la moitié du rayon du cylindre transmet l'air dans le cylindre à partir d'un volume de distribution ayant des palettes orientées de manière qu'elles forment un angle de à 600 environ par rapport à la direction radiale afin qu'un courant tourbillonnaire axial presque laminaire d'air d'aspiration et de purge soit formé et pénètre à la partie inférieure de la course du piston L'air d'admission et de purge est de préférence suralimenté Le volume d'alimentation et la lumière d'admission ont une configuration et une dimension telles que l'air pénètre avec une composante circonférentielle comprise entre environ une et deux fois la composante radiale Le carburant est injecté dans le cylindre près de l'axe du tourbillon axial afin qu'il forme une charge stratifiée dans laquelle peu de carburant atteint les gaz relativement froids au contact des parois du cylindre La bougie d'allumage est placée près de l'injecteur de carburant et elle a des surfaces d'électrode qui sont au niveau de la surface de la tête afin qu'ellesne perturbent

pas l'écoulement tourbillonnaire axial.

Compresseur de gaz De l'air est admis dans le cylindre à partir d'un volume de distribution ayant des palettes obliques par rapport à la direction radiales par l'intermédiaire d'une lumière d'admission formée sur 3600 à la partie supérieure du cylindre, la lumière étant ouverte et fermée par un clapet-à boisseau L'air aspiré échange peu de chaleur avec les parois

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du cylindre étant donné qu'un écoulement tourbillonnaire

axial presque laminaire est formé.

Machine de compression ou de détente à palettes articulées Les passages d'admission et d'évacuation débou- chant dans la zone de compressiondétente ont des sections telles que l'écoulement presque laminaire, à une vitesse correspondant sensiblement à celle des palettes du rotor, est entretenu dans les passages Une pompe à chaleur à cycle de Brayton ayant un excellent rendement met en oeuvre des machines à palettes articulées de dimensions convenables, dans le cadre de l'invention L'accouplement du carter et de l'arbre doit être isolé afin que le court-circuit thermique

soit minimal.

On considère maintenant la turbulence nécessaire à la combustion Il faut noter que, dans les moteurs à combustion interne, une turbulence est très souvent provoquée volontairement afin que les gaz de combustion puissent être "purgés" et notamment dans le cas d'un moteur à essence afin que le mélange d'air et de carburant soit plus poussé à proximité des parois froides, les gaz chauds qui brûlent à l'intérieur facilitant une combustion complète Ces critères s'opposent évidemment à un écoulement presque lami naire. D'autre part, le réglage effectif du déplacement du gaz dans les moteurs à cycle diesel aussi bien qu'à cycle d'Otto présente la possibilité de la réalisation du circuit d'injection de carburant dans de tels moteurs de manière que la couche limite refroidie qui est au contact de la paroi, contienne peu de carburant, c'est-à-dire soit très pauvre La zone de combustion est alors isolée de la paroi externe froide du cylindre et elle n'est exposée qu'à la tête et/ou culasse et à la partie supérieure du piston qui sont chaudes Le problème posé par les imbrûlés est ainsi

réduit.

On considère maintenant la compression et la détente Il existe aussi un problème supplémentaire dû à la différence Importante présentée par la température moyenne des gaz pendant la compression et la détente La température des gaz au cours de la compression est très inférieure à ce qu'elle est pendant la détente à cause de la combustion si bien que la perte de chaleur des gaz chauds pendant la détente a tendance à échauffer les parois à une température moyenne supérieure à celle qui serait observée pendant la

compression Ainsi, la compression s'effectue à une tempé-

rature plus élevée qu'une compression adiabatique et nécessite

donc une quantité d'énergie plus importante que nécessaire.

Une partie de cette énergie est récupérée pendant la détente, mais le résultat est une perte de rendement C'est pour cette raison qu'il est certainement avantageux au point de vue du rendement, de séparer la machine de compression de la machine de détente Les turbines à gaz possèdent cette caractéristique, mais comme les ailettes de la turbine de détente doivent venir à une température d'équilibre correspondant au gaz à la température la plus élevée après la combustion, les contraintes daes à la vitesse élevée nécessaire des ailettes limitent beaucoup la température maximale et limitent ainsi le rendement de Carnot Ainsi, dans une machine actuelle, l'échange de chaleur turbulent du gaz avec les parois ou la température des ailettes d'une turbine présentent des restrictions. On considère maintenant le cas des pompes à chaleur Il est particulièrement avantageux d'utiliser des machines de compression et de détente à écoulement presque laminaire dans les pompes à chaleur à cycle de Brayton Il existe trois types généraux de telles pompes à chaleur ( 1) une pompe à cycle isotherme ou à cycle de Stirling, ( 2) une pompe à cycle de Rankine qui utilise un fluide particulier de refroidissement qui est comprimé sous forme d'un gaz, fournit sa chaleur dans un condenseur et devient liquide, celui-ci étant détendu sous forme d'un gaz dans un échangeur de chaleur froid dans lequel de la chaleur est ajoutée, et ( 3) une pompe à cycle de Brayton dans laquelle un gaz subit une compression adiabatique, de la chaleur est

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extraite dans un échangeur de chaleur, et l'énergie résiduelle est extraite dans un moteur à détente thermique, la chaleur étant finalement ajoutée au gaz d'échappement dans un second échangeur ou échangeur froid Dans une machine à cycle de Rankine, l'énergie correspondant à la détente du fluide à l'orifice de détente (produit de la pression par le volume du fluide) est perdue, mais, comme le volume est faible étant donné la masse volumique relativement élevée du fluide, cette

quantité d'énergie perdue est faible D'autre part, la res-

triction imposée par les propriétés du fluide de refroidis-

sement nécessite l'utilisation d'un rapport relativement élevé de compression si bien que les rapports des températures

sont suffisamment élevés pour qu'ils permettent un recouvre-

ment des températures extrêmes utiles rencontrées dans la plupart des climats Lorsque le cycle de compression es-t pris en considération, avecpar exemple un rendement de 80 %, on obtient un "coefficient de performance" moyen qui est d'environ 2 à 2,5; le coefficient idéal de performance est égal à T 3/(T 3 T 2) En conséquence, pour une différence de températures qui est par exemple de 300 C et pour une température absolue de 300 K, le coefficient théorique maximal de performance doit être égal à 10 et non égal à la valeur relativement faible de 2,0 Un rapprochement de la valeur plus élevée nécessite l'utilisation d'un compresseur ayant

un meilleur rendement et la suppression de restrictions intro-

duites par les fluides de refroidissement Lorsqu'on met en oeuvre un cycle de Brayton, on doit alors ajouter un moteur

à détente, et le rendement de ce moteur devient primordial.

Dans un tel cycle, le compresseur effectue un travail propor-

tionnel au produit de la différence de températures (T 3 T 2) par la masse calorifique unitaire du gaz) et la quantité de chaleur extraite dans un échangeur de chaleur a la même valeur Cette masse calorifique unitaire du gaz est réduite en volume, de Vol 3 à Vol, suivant le rapport Vo 12/Vol 3 = T 2/T 3 Lorsque le gaz du plus petit volume Vol 2 se détend à

nouveau à la pression atmosphérique, c'est-à-dire avec le.

même rapport de pression, il se refroidit sensiblement de la même différence de température (T 3 T 2), mais le volume est plus petit si bien que le travail effectué dans le moteur est inférieur à celui qui est effectué par le compresseur suivant le rapport Vol 2/Vol 3 = T 2/T 3 Si ce travail est rendu au compresseur, le travail résultant qui doit être fourni par l'extérieur est égal à 1-(T 2/T 3) = (T 3 T 2)/T 3

soit l'inverse du coefficient maximal théorique de performance.

Ce coefficient de performance égal à 10 implique que la machine de détente fournit 90 % du travail consommé par le compresseur et en conséquence, l'énergie qui circule est égale à dix fois celle qui est fournie depuis l'extérieur, pour le complément de 10 % En conséquence, si le moteur à compression et le

moteur à détente perdent chacun 5 X de leur énergie, c'est-à-

dire ont chacun un rendement de 95 %, la source extérieure l 5 doit fournir cette énergie perdue supplémentaire, si bien que l'énergie qui doit être fournie est doublée En conséquence, le coefficient de performance diminue de la valeur maximale théorique de 10 jusqu'à 5, soit une perte de rendement d'un facteur égal à 2, simplement parce que chaque moteur a un

rendement qui n'est que de 95 % au lieu de 100 %.

Ainsi, on peut noter combien une installation de pompe à chaleur est sensible au rendement des moteurs de compression et de détente Il existe donc des raisons essentielles à l'utilisation d'un rendement aussi élevé que

possible dans les machines d'une pompe à cycle de Brayton.

Une perte de 10 % dans un moteur à combustion interne n'est pas aussi importante, mais les différences de température sont bien plus importantes si bien que la perte

de rendement pour un débit donné d'échange de chaleur turbu-

lent est notablement accrue En conséquence, la perte de

rendement est suffisamment grande pour être notable.

L'invention concerne donc des machines volumé-

triques telles que des compresseurs, des moteurs à détente, des moteurs à combustion interne et des pompes à chaleur, dans lesquelles les gaz sont introduits dans le volume balayé d'une manière presque laminaire, c'est-àdire avec des vitesses tourbi Llonnaires ou de circulation résiduelle, qui sont inférieures à la vitesse de déplacement des limites

mobiles de la chambre ou comparables à ces vitesses.

D'autres caractéristiques et avantages de

l'invention seront mieux compris à la lecture de la descrip-

tion qui va suivre d'exemples de réalisation et en se référant aux dessins annexés sur lesquels: la figure 1 est un schéma représentant la transmission de la chaleur par une cloison; la figure 2 est un diagramme PV représentant divers cycles termiques la figure 3 est une coupe de bout d'une machine de compression-détente à palettes articulées; la figure 4 est un graphique représentant la chute de température dans le gaz, dans la machine de la figure 3; la figure 5 est une coupe schématique d'une pompe à chaleur à cycle de Brayton mettant en oeuvre les machines à palettes de la figure 3 la figure 6 est une coupe transversale d'un compresseur; la figure 7 A est une coupe en plan d'un passage d'admission représentant des ailettes radiales qui peuvent être utilisées mais qui ne sont pas particulièrement avantageuses; la figure 7 B est une coupe en plan du passage d'admission du compresseur de la figure 6, ces ailettes étant disposées obliquement par rapport à des rayons et

provoquant la formation du courant tourbillonnaire axial.

voulu qui supprime la formation d'un tourbillon annulaire; les figures 8 A, 8 B et 8 C représentent le tourbillon annulaire qui se forme et persiste, à trois moments différents de la course, en bas, au milieu et en haut du cylindre respectivement, lorsqu'un gaz est admis dans une machine à piston avec une composante circonférentielle de vitesse qui est faible ou nulle, comme dans le cas des ailettes radiales telles que représentées sur la figure 7 A

les figures 9 A et 9 B représentent schémati-

quement la formation et la détente lorsque l'admission progresse sous forme d'un courant tourbillonnaire axial formé lorsque le volume d'aspiration augmente dans un cylindre, ce courant étant formé par les ailettes obliques représentées sur la figure 7 B; la figure 10 est une coupe d'un moteur diesel à deux temps selon l'invention; la figure Il est une vue en plan schématique représentant le trajet de circulation des gaz dans le moteur de la figure 10; la figure 12 est une coupe partielle de la tête ou culasse d'un cylindre de combustion qui peut etre utilisée à la place de la culasse représentée sur la figure 10 la figure 13 est une coupe partielle suivant la ligne 13-13 de la figure 12, dans le sens des flèches; la figure 14 est un schéma représentant la synchronisation du moteur représenté sur les figures 10 et Il; la figure 15 est une coupe transversale d'un moteur à cycle d'Otto à quatre temps selon l'invention la figure 16 est une coupe en plan du moteur de la figure 15, dans le passage d'admission, comme indiqué par la ligne 16-16; la figure 17 est une coupe transversale d'un moteur à cycle'd'Otto à deux temps; et la figure 18 est une coupe en plan du moteur de la figure 17, dans le passage d'admission, suivant la

ligne 18-18.

On considère maintenant une machine de compres-

sion et de détente à palettes articulées La figure 3 repré-

sente un mode de réalisation d'une telle machine selon I' invention qui est sous forme d'une pompe d'air ou d'un moteur à détente, ayant des palettes articulées De telles

pompes d'air sont très utilisées avec les moteurs d'automo-

bile à essence afin qu'ils introduisent de l'air comprimé dans le courant de gaz d'échappement et réduisent ainsi la quantité d'imbr Glés Il est particulièrement avantageux d'utiliser de telles machines de compression ou de détente à palettes articulées étant donné le très faible frottement

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des éléments mobiles: les palettes glissent sur des portées de l'arbre central et n'ont pas à se déplacer sur une bague externe sur laquelle le frottement est bien plus grand Il existe un nombre considérable de brevets portant sur les pompes à palettes articulées, par exemple dans la lutte contre les émissions des automobiles, mais ces documents ne concernent pas le rendement d'une compression adiabatique Des exemples de tels brevets sont les brevets des Etats-Unis d'Amérique n O 3 343 782, 3 346 176, 3 356 292, 3 370 785, 3 401 872,

3 419 208, 3 437 264, 3 437 265; 3 844 696 et 3 954 357.

A l'intérieur d'un carter 72 ayant des chambres internes et externes 61 et 62, un jeu de palettes 63, 64, est ehtraîné en rotation autour d'un axe fixe 66 par un tambour rotatif 67 Les palettes glissent radialement dans des joints 68, 69, 70 placés dans le tambour et elles coopèrent de façon sensiblement étanche a niveau Kde jeux 71 avec un carter concentrique 72 dans la région de compression et avec la cloison 73 qui sépare la chambre 61 d'entrée de la chambre 62 de sortie Le jeu 71 entre une palette et le carter 72 de compression et entre le tambour 67 et la cloison intermédiaire 73 doit être très faible afin que les gaz ne puissent pas fuir, sans contact cependant-puisque les surfaces ne sont pas lubrifiées mais restent au contraire nues afin qu'elles ne provoquent pas un frottement Dans les formes habituelles de machines de détente et de compression à palettes articulées, les chambres d'entrée et de sortie ont une configuration

relativement arbitraire Dans le cas d'une chambre relative-

ment grande, le courant d'air introduit et extrait est relativement fixe par rapport au déplacement des palettes

63, 64, 65 En conséquence, les palettes forment des tourbil-

lons turbulents importants Dans la chambre d'entrée, ces tourbillons sont capturés et la circulation dans la chambre de compression provoque une augmentation de l'échange de chaleur avec la paroi Dans la chambre de distribution, les tourbillons correspondants provoquent simplement une perte de chaleur et d'énergie Dans ce mode de réalisation, et selon l'invention, les chambres d'entrée et de sortie ont des configurations et des dimensions (dimensions 74 et 75) telles que la vitesse d'écoulement du gaz correspond juste à la vitesse de rotation du tambour 67 Cette dimension 74 de l'entrée 61 est égale à la pénétration moyenne des palettes dans le volume de compression si bien qu'une rotation déterminée du tambour 67 et des palettes provoque un déplacement du gaz dans la chambre 61 à la même vitesse que le tambour 67 Dans la chambre 62 de sortie, la largeur 75 est juste égale à la dimension d'entrée 74 divisée par le rapport de compression, 1,336/1 dans le cas d'une pompe à

* trois palettes comme décrit dans la suite du présent mémoire.

Les palettes 63, 64, 65 du rotor sont repré-

sentées au moment o le volume comprimé derrière la palette est juste évacué par la sortie 62, lorsque le jeu 71 s'ouvre La conception à trois palettes correspond à un-angle de 1200 entre les palettes Une conception à deux, quatre, cinq, etc, palettes régulièrement réparties peut facilement être utilisée Le nombre de palettes détermine le rapport de compression qui est simplement le rapport du volume piégé entre les palettes de ta position I à laquelle la compression commence à la position Il à laquelle la compression a eu lieu, degrés plus loin Le rapport résultant de compression pour les trois palettes a une valeur presque optimale pour les pompes à chaleur étant donné que le rapport de compression est égal à 1,336/1 et le rapport des températures à 1,123/1, soit une température différentielle Tdiff = 37 , avec un coefficient idéal de performance de 8/1 Lorsque les machines de compression et de détente ont un rendement de 95 %, le

coefficient de performance obtenu en pratique est égal à 4.

Sur la distance angulaire de 60 degrés comprise entre les positions I et Il, le gaz est comprimé à la pression à laquelle il est évacué La position 76 de la palette indiquée en traits mixtes correspond au cas o le volume d'entrée est juste fermé Le gaz au contact de chaque palette dans la position 76 est finalement déplacé vers la position 77 au contact de la paroi externe Au cours de l'opération, il est échauffé par compression (refroidi si

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la circulation est inversée dans une détente) et il échauffe ainsi la paroi Cependant, dans le cas idéal, le gaz et la paroi prennent la même température pour chaque position correspondant à la compression lorsque le gaz est balayé de la position I à la position II En conséquence, en l'absence de conduction de chaleur dans le matériau de la

paroi externe, la transmission de chaleur est minimale.

Dans ce cas, il est souhaitable selon l'invention que la

paroi externe soit formée d'un matériau possédant une conduc-

tibilité suffisamment faible, par exemple d'acier inoxydable ou d'un métal revêtu d'une matière plastique, et soit suffisamment mince pour que cette conduction de la chaleur vers l'arrière, dans la paroi du carter, soit réduite Le tambour 67 et les palettes 63, 64, 65 tournent cependant de la région chaude à la région froide puis à la région chaude, etc Le transfert de chaleur à partir du gaz et vers le gaz correspond à la diffusion de la chaleur dans la profondeur de pénétration comme décrit précédemment Lorsque l'écoulement est presque laminaire, la diffusivité du gaz est faible et la chute de température dans le gaz est telle que représentée

sur la figure 4.

La région l est chaude à une température T 1 qui est supérieure à la température T 2 La température moyenne T 3 de la paroi correspond à la température limite, T 1 étant supérieureà T 3 qui est supérieur à T 2, et la chute de température (T 3 T 2) provoquée par la diffusion de la chaleur dans la paroi est représentée avec une profondeur de pénétration d 2, qui est faible par rapport au gaz à écoulement laminaire présentant une différence de températures

( Ti T 3) importante avec la profondeur de pénétration dl.

Cependant, la masse volumique du gaz est très inférieure à celle de la paroi, avec un rapport de 3 104, et ainsi, la masse calorifique est faible et la chaleur perdue ou échangée est faible par rapport au cas décrit en référence à la figure l et dans lequel le gaz est supposé turbulent et le flux

de chaleur vers la cloison 3 est considéré comme important.

On considère maintenant une pompe à chaleur.

La figure 5 représente schématiquement une pompe à chaleur de réfrigération à cycle de Brayton, mettant

en oeuvre des pompes à air à palettes articulées et a écoule-

ment laminaire du type représenté sur la figure 3 Le compres-

seur 81 comprime l'air introduit par l'admission 83 et l'échauffe, puis l'évacue à la sortie 84 L'air chaud et comprimé passe dans un échangeur de chaleur classique 85, il est ainsi refroidi et il parvient à une machine86 de détente qui est réalisée de la même manière que le compresseur 81 mais qui a un plus petit volume, dans un rapport égal à ( 1 l-/R ) = 75 %) La dimension réelle est inférieure d'une valeur correspondant à la racine cubique soit 91 % de la dimension dans le cas d'une compression idéale On considère que cette compression est "idéale" parce qu'une partie de la perte de rendement due à la ventilation de carter et aux fuites, si bien que le rapport réel des courants volumiques est inférieur à 75 % L'air froid provenant du moteur 86 à détente, par la sortie 87, passe directement dans l'espace refroidi, par exemple l'intérieur d'une automobile, sous

forme d'air froid.

On considère maintenant un compresseur d'air à piston et à clapet à boisseau On a indiqué précédemment que la réduction de l'échange de chaleur entre le gaz et les parois n'était pas habituellement très importante dans le cas d'un compresseur classique d'air étant donné que la chaleur de compression est habituellement rejetée avant utilisation, bien que cette caractéristique réduise le rendement Ce phénomène suppose que le gaz reste toujours plus froid pendant la compression que dans le cas d'une compression purement adiabatique D'autre part, comme indiqué précédemment, et représenté sur la figure 2, si les parois et la culasse du cylindre du compresseur ne sont pas convenablement refroidies, le gaz peut être plus chaud en moyenne pendant la compression que dans le cas adiabatique, et le travail nécessaire à la compression

d'un volume donné de gaz est plus important.

Si les parois du cylindre et la culasse sont

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suffisamment refroidies, il est possible que la courbe ( 2) de la figure 2 soit ramenée à la courbe ( 5) suffisamment pour que la température et la pression T et P soient toujours

inférieures aux valeurs observées dans le cas adiabatique ( 1).

Ce comportement est analogue à ce qui se produit avec un refroidisseur intermédiaire placé entre les étages d'un compresseur industriel d'air Ce phénomène nécessite une

machine supplémentaire de compression, et les mêmes considé-

rations s'appliquent à chaque étage En conséquence, il est en général avantageux de réduire l'échange de chaleur entre le gaz et les parois d'un compresseur quelconque, à moins

que les cylindres ne soient refroidis d'une manière parti-

culièrement efficace Sur la figure 2, ce phénomène correspond à la compression isotherme de la courbe ( 5) qui aboutit à la température d'origine T L'invention a pour but la réduction de l'échange de chaleur avec les parois des compresseurs à piston, par admission de la charge de gaz introduite de manière qu'elle

forme un écoulement presque laminaire.

Un écoulement presque laminaire est obtenu dans un compresseur à piston par utilisation d'une section des lumières d'entrée qui est presque égale à celle du piston et qui est aussi symétrique que possible par rapport à l'axe du cylindre Il n'est pas souhaitable de provoquer la formation de tourbillons qui font rapidement circuler le gaz des parois vers le volume interne et inversement vers les pdrois, etc.

Dans ce contexte, un écoulement presque lami-

naire indique que, à l'intérieur du cylindre, la vitesse de circulation du gaz n'est nulle part nettement supérieure à la vitesse du piston En conséquence, dans une course, le gaz ne se déplace pas-beaucoup plus au contact d'une paroi que sur la distance correspondant sensiblement à la

longueur d'une course Si les parois sont lisses, ce compor-

tement indique que l'échange fractionnaire de chaleur est faible D'autre part, les gaz qui s'échappent par une soupape de sortie peuvent avoir une vitesse bien supérieure à celle

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du piston et ils échangent de la chaleur avec l'appareillage de sortie, pourvu que celui-ci ne conduise pas par un trajet

métallique conducteur de la chaleur,une quantité trop impor-

tante de chaleur étant transmise par conduction au reste du cylindre Le courant d'échappement est entièrement à une

même température constante si bien que l'appareillage d'échap-

pement peut venir à l'équilibre Ce comportement montre que les gaz doivent pénétrer dans le volume du cylindre avec un écoulement presque laminaire, c'est-à-dire une faible vitesse, mais ils peuvent quitter le cylindre plus rapidement et sous une forme plus turbulente En conséquence, les lumières d'aspiration doivent être grandes, au moins de l'ordre de la moitié de la section du piston, alors que la lumière de sortie

ou d'échappement peut être plus petite.

Dans un compresseur d'air ayant des soupapes élastiques ou à lame ou des dispositifs équivalents ou commandéespar l'air, pour l'aspiration, il est presque impossible d'obtenir un écoulement laminaire car la soupape commandée par l'air ne reste ouverte que lorsqu'il existe de façon continue une fraction importante d'une perte de charge correspondant à la pression atmosphérique, de part et d'autre de la soupape, pour que l'inertie et la force de rappel du ressort soient compensées En conséquence, lorsque le gaz d'entrée passe au-delà du rétrécissement formé par la lèvre de la soupape, il se détend et pénètre dans le volume du

cylindre avec une vitesse qui correspond à une fraction iïmpor-

tante de la vitesse du son, par exemple de l'ordre de la moitié ou au quart de cette vitesse C Il s'agit en général de à 100 fois la vitesse maximale du piston si bien qu'un

transfert de chaleur très turbulent a lieu pendant la course.

On peut éviter ce transfert de chaleur élevée par introduction du gaz dans le cylindre à la périphér Ie des parois par des lumières de grande section comme représenté sur les figures SA et 8 B, dans le cas d'un compresseur d'air ayant une entrée correspondant à la partie supérieure de la course: La section de la lumière à la périphérie du cylindre est égale à 2 r R L, R étant Le rayon du cylindre et L la longueur de la

lumière La section du piston est égale à ii R 2 En consé-

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quence, la longueur de lumière nécessaire pour que la section de la lumière soit égale à celle du piston est telle que L =,/2 Comme la course est égale à 2 R, la course étant égale au diamètre, la longueur de la lumière d'admission peut être une petite fraction de la longueur de la course,c 'est-à- dire de l'ordre du quart, et il n'est pas nécessaire que les segments du piston recouvrent la lumière Le diagramme de circulation d'un courant rectiligne, c'est-à-dire orienté radialement, est représenté sur la figure 9 A. Dans le mode de réalisation des figures 6 et 7 B, un piston 91 se déplace dans un cylindre 92, et il comporte une culasse 93 et une soupape d'échappement 94 de type classique quelconque (à lame), rappelées par un ressort, à volet, etc) Un anneau coulissant ou un clapet à boisseau 95 d'admission ouvre et ferme une lumière d'admission 96 qui débouche sur 3600 autour du cylindre et dont la hauteur

correspond sensiblement à la moitié du rayon du piston.

Le clapet à boisseau 95 peut être commandé avec la phase convenable par rapport au piston de manière que ce clapet 95 qui forme la soupape pénètre dans une petite cavité 99 de la culasse 93 et empêche les fuites du gaz comprimé vers le volume 100 d'admission Ce dernier transmet l'air ou le gaz admis vers le clapet 95 Des ailettes 101 placées à l'entrée de la chambre 100 dirigent le gaz admis vers la lumière 96 Le clapet formant soupape est ouvert et fermé par une came 102 et un culbuteur 103 provoque une petite rotation du clapet 95 L'ouvrage de Ricardo H R, 1954, The Highspeed Internal Combustion Engine, Blackie & son, Londres, GrandeBretagne a montré le fonctionnement efficace

des clapets à boisseau dans les moteurs à essence et diesels.

Au cours de la Seconde Guerre Mondiale, on a fabriqué des milliers de moteurs pour les avions britanniques, avec des clapets à boisseau Ces clapets ouvrent à la fois les passages d'admission et d'échappement par rotation et par déplacement axial, et la technologie mécanique des clapets à boisseau destinés aux machines à piston existe déjà Cependant, les lumières opposées d'aspiration et d'échappement ne permettent pas un écoulement presque laminaire et introduisent-à peu près autant de turbulences que la soupape en tête, mais la commande est très fiable La faible rotation à la partie supérieure et à la partie inférieure de-la course, réduit le frottement par élimination du grippage. Si les ailettes 101 qui guident l'introduction du gaz dans la chambre 100 et le cylindre 92 sont orientées radialement comme indiqué sur la figure 7 A, le gaz introduit a tendance à former un tourbillon annulaire, comme un grand anneau de fumée (voir figure 8 A) Si la section de la lumière d'admission est égale à celle du piston comme recommandé, la vitesse de ce tourbillon annulaire est sensiblement

égale à celle du piston.

On peut penser d'une manière simpliste que le tourbillon fait a peu près un tour à chaque demi-course ou deux tours complets pendant l'aspiration et la compression à la fois Comme le gaz, pour un nombre de Reynold élevé, doit se déplacer de 50 à 100 diamètres pour échanger sa chaleur avec une paroi, on peut penser qu'un nombre égal à

4 tours peut être suffisamment faible Cependant, le compor-

tement n'est pas aussi simple Un tourbillon se comporte comme une masse placée à l'extrémité d'une ficelle qui se contracte ou comme un patineur qui ramène ses bras lorsqu'il veut tourner Lorsque le tourbillon est comprimé pendant la course de compression, il tourne plus vite, pourvu que le

frottement avec la paroi soit suffisamment faible Le frotte-

ment sur la paroi doit être rendu faible lorsque le transfert de chaleur doit être faible, ces deux comportements étant parallèles Dans le cas d'un tourbillon radial ou annulaire de fumée, la vitesse augmente lors de la compression La conservation du moment angulaire lorsque le tourbillon est comprimé en direction unidimensionnelle, augmente sa vitesse selon la formule: vrbîo v (S IS)11/2 Vtourbillon = o o min Smi N étant la longueur de la course de la compression et S la longueur maximale de la course En conséquence, si le rapport de compression S /S min' est élevé, la vitesse du

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tourbillon augmente de façon importante En réalité, lorsque le rapport de compression est grand si bien que Smin est inférieureà R, le tourbillon unique se divise en plus petits tourbillons comme l'indiquent les figures 8 B et 8 C. La figure 8 A représente un seul tourbillon annulaire de grandes dimensions, à la partie inférieure de la cour-se, et la figure 8 B représente la compression partielle et la figure 8 C la compression totale La cassure du tourbillon unique de la figure 8 A est représentée sous forme de quatre tourbillons annulaires sur la figure 8 B et de huit tourbillons annulaires sur la figure 8 C Si l'on suppose que le rapport de compression est égal à 4/1 comme dans le cas d'un compresseur industriel d'air qui transmet de l'air à une pression de cette barre, la vitesse du tourbillon est multipliée par deux pour la compression maximale et la dimension de chaque tourbillon plus petit (c'est-à-dire son diamètre) est égale à r/4, si bien qu'il fait un tour pendant le huitième de la période d'une course Le résultat est analogue à celui d'une turbulence étant donné que les tourbillons ont le temps de se diviser (nombre de tours suffisants) En conséquence, un écoulement Important de la chaleur des tourbillons vers la paroi est observé (surtout vers le piston et la culasse) Il faut noter en outre que, lorsque le gaz admis a été rendu turbulent dès le début, c'est-à-dire lorsque le tourbillon unique de

grandes dimensions a formé un grand nombre de petits tourbil-

lons aléatoires, la turbulence formée subit la compression

et augmente d'intensité comme dans un gaz tridimensionnel.

(Le tourbillon radial se comporte comme un gaz bidimensionnel).

En conséquence, la vitesse de turbulence augmente comme l'inverse de la racine cubique du volume, c'est-à-dire que l'énergie est proportionnelle à l'inverse du volume à la puissance 2/3, comme dans le cas d'un gaz ayant un coefficient G égal à 5/3 (rapport des chaleurs spécifiques) L'échange de chaleur avec les parois du cylindre et la culasse est accru étant donné que cette énergie de turbulence augmente avec

la compression.

L'invention permet la réduction de l'échange de chaleur turbulent et par le tourbillon radial unique de grandes dimensions, dans les moteurs et compresseurs à piston,

grâce à un écoulement laminaire et à la formation d'un tour-

billon axial de faible intensité.

La discussion de la formation d'un tourbillon annulaire, de sa compression, de son intensification, de sa division, et de sa dissipation a été considérée sous forme théorique et dans une certaine mesure hypothétique, mais il existe de nombreux faits correspondant à des mesures réalisées à l'aide d'une analyse par un laser et par effet Doppler,

avec un modèle à élement fini, qui supportent cette descrip-

tion Le modèle numérique de Cossman, A D, Johns, J R, Watkins, A P, 1978, "Development of Prediction Methods for In-Cylinder Processes in Reciprocating Engines", Proc General Motors Symp, Détroit, Mich, p 103 (Figure 16) montre les quatre séquences précitées, en insistant en particulier

sur la viscosité d e aux tourbillons et à l'échelle considérée.

La dimension des éléments finis tronque le calcul pour une échelle finie supérieure à la couche limite laminaire prévue, mais la viscosité tourbillonnaire résultante donne des durées

de vie des tourbillons correspondant à l'observation L'inten-

sification du tourbillon annulaire primaire avec la compression et sa division sous forme d'une turbulence isotrope sont aussi prévues Le fait que le comportement dynamique de l'écoulement d'admission et toute la source de la turbulence est aussi confirmé Il est en particulier encourageant de constater comment les mesures expérimentales de l'écoulement in situ dans un cylindre correspondent d'une manière aussi parfaite avec les calculs des éléments finis L'article de 1 Morse, A P, W Hitelaw, J H, Yianneskis, M, Juin 1979 "Turbulent F Low 1 leasuremrents By Laser-Doppler Anemone-try in 1 Motored Piston-Cylinder Assenimb Jies", Journal of Fluid

Engineering, Transactions of the ASME, vol 101, p 215.

(figure 17) décrit l'utilisation d'une anémométrie par laser et effet Doppler pour la représentation des diagrammes de circulation dans les ensembles à eylindre et piston des moteurs Ces diagrammes d'eécoulement observés décrits dans

34 2512882

cet article confirment totalement les calculs théoriques de Gosman et al ( 1978, p 102) En conséquence, on peut admettre en toute confiance les prédictions de cette analyse

et en outre, déterminer comment ils peuvent être stabilisés.

Il s'agit du tourbillon axial à écoulement presque laminaire. On considère maintenant un tourbillon axial dans les machines à piston Lorsque les ailettes 101 de la chambre 100 qui débouchent par la lumière d'admission, sont inclinées par rapport à une droite radiale de 60 à 45 environ comme indiqué sur la figure 7 B, l'air ou le gaz qui pénètre a une composante de vitesses tangentielles aux parois des cylindres ainsi que radiales et un tourbillon axial se forme La figure 9 A est une élévation latérale lors de l'admission à mi-course et elle indique le trajet rotatif du gaz dans le cylindre 2 La figure 9 B représente le piston à la partie inférieure de la course et le trajet rotatif du gaz Le tourbillon axial ne change pas de vitesse lorsqu'il est comprimé ou détendu axialement étant donné que son moment angulaire ne change pas Cependant, lorsque le gaz qui est injecté à l'extrémité du rayon est chassé vers l'axe par du gaz injecté ensuite, les relations classiques sur les tourbillons montrent qu'il s'agit d'un tourbillon de Rankine, c'est-à-dire que le tourbillon "tourbillonne", en tournant plus vite près du centre qu'à la périphérie La conservation du moment angulaire nécessite que la vitesse tangentielle augmente sous la forme V tangentielle = V O (Ro/R), VO l vitesse tangentielle à la paroi externe du cylindre, pour le rayon R 0, R étant un rayon plus petit Si l'on utilise la relation selon laquelle la section de la lumière est égale à celle du piston et o l'angle des ailettes est de 450, la vitesse tangentielle moyenne est égale à 1,5 fois la vitesse maximale du piston V max Pour le rayon R = R /2, la vitesse de rotation est deux fois plus grande que la vitesse à la périphérie Cette augmentation de vitesse lorsque le gaz

se rapproche de l'axe forme une sorte de barrière centrifuge.

Ce comportement est bien connu dans les courants géostrophiques de l'atmosphère, et c'est la raison pour laquelle on reconnaît

-2512882

que les tourbillons sont des structures stables Il faut surtout noter qu'un tourbillon axial relativement faible empêche la formation du tourbillon annulaire analogue à un cercle de fumée La barrière centrifuge empêche la formation de courantsqui échangeitdeséléments fluides en direction radiale Comme le gaz perd une certaine quantité de moments

angulaires par frottement avec la paroi, il se trouve lui-

même soumis à une plus faible barrière centripète, c'est-à-

dire un moindre moment angulaire, et peut donc plus facilement se rapprocher de l'axe Cependant, le mouvement radial vers l'axe qui forme le tourbillon annulaire de la figure 8 A est empêché On observe au contraire des vitesses et notamment une vitesse de rotation plus élevées près de l'axe Evidemment, le frottement est accru au niveau de la culasse car la vitesse azimutale est la plus grande, mais la surface est bien plus

petite si bien que l'échange total de chaleur est réduit.

Par exemple, à mi-rayon R = RO/2, la vitesse tangentielle est égale à 3 Vmaxt mais la surface est égale au quart de celle de la culasse qui correspond elle-même à 1112 fois la surface totale des parois du cylindre et de la culasse pour

une longueur de course égale à un diamètre ou S = 2 Ro.

La région de vitesse élevée du tourbillon axial n'est alors que faiblement au contact des parois, si bien que la perte de chaleur est très inférieure à celle qui est observée soit avec une turbulence homogène isotrope à grande vitesse, soit lors de la formation d'un grand tourbillon annulaire Il est donc recommandé que la soupape ou le clapet d'admission d'un courant laminaire donne une inclinaison aux ailettes de manière que le gaz entrant tourne et forme un tourbillon axial qui réduit les pertes de chaleur à la fois vers les

parois du cylindre et vers la culasse.

On considère maintenant plus en détails la

formation d'un courant tourbillonnaire axial La description

qui précède montre qu'un tourbillon annulaire ou radial augmente en général le transport de chaleur par convection et doit donc être évité Le rôle principal du tourbillon axial est de supprimer le mouvement radial dans le courant

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de gaz Il est donc souhaitable que le gaz pénétrant dans le cylindre présente un écoulement radial aussi faible que possible, et l'ouverture de la lumière d'admission est rendue aussi grande que possible en pratique afin que la vitesse absolue soit faible, qu'elle soit radiale ou tangentielle, et en outre, il est souhaitable que l'écoulement par la lumière d'admission s'effectue à vitesse constante, à la fois tangentiellement et radialement Dans le cas contraire, par exemple si la vitesse du courant radial est constante et si la vitesse tangentielle peut diminuer, le

gradient axial résultant dans le cylindre provoque la -forma-

tion d'une circulation axiale et d'un tourbillon annulaire indésirable. La vitesse radiale est déterminée par le produit de la vitesse du piston et du rapport des sections du piston et de la lumière La section du piston est fixe La vitesse est égale à la fréquence x par R sin O (la projection de la manivelle modifie légèrement le comportement purement sinusoidal) On veut obtenir une valeur constante pour le produit de la vitesse du piston et de la section de la lumière, c'est-à-dire une section de lumière proportionnelle à Sin O. La forme de la came qui ouvre et ferme-la lumière annulaire d'aspiration, c'est-à-dire le déplacement lors de l'ouverture de la lumière d'aspiration, est alors fixée et correspond sensiblement à (DR) sinm <DR étant l'ouverture maximale dans la partie d'aspiration) Plusieurs possibilités existent

pour que la vitesse annulaire reste constante pendant l'admis-

sioun. 1 Les ailettes qui donnent le mouvement radial à l'air aspiré peuvent donner une vitesse tangentielle

constante malgré le changement de l'ouverture de la lumière.

2.L'air admis peut être aspiré dans une chambre

qui a un tourbillon secondaire qui-dure suffisamment long-

temps pour que le moment angulaire du gaz admis reste

constant à chaque période d'aspiration.

La seconde possibilité est sans doute plus facile à mettre en oeuvre car le tourbillon secondaire peut être facilement formé et a une longue période de décroissance

par rapport au cycle du piston.

Dans un exemple de conception, on suppose que la vitesse tangentielle est égale à ir /2 fois la vitesse radiale d'aspiration, et on suppose que cette vitesse est égale à la vitesse du piston On suppose aussi que la course correspond au double du rayon On a donc les relations suivantes: S = course = 2 R

Vp = vitesse du piston à mi-course, c'est-à-

dire vitesse maximale (si l'on néglige la projection de la manivelle) ts = durée de la course = ( 2 R/V p) /2 = R/Vp tcy = durée du cycle ( 2 cycles) 2 X R/V cy p VR = vitesse radiale de l'air admis, supposée y =V P VT = vitesse tangentielle d'admission qui est égale à

2 w/VR/2 = r V /2.

Le temps nécessaire pour que l'air admis fasse un tour est tel que

t T = 2 W R/VT = 4 R/Vp.

Le nombre de tours de l'air pendant un cycle est

tcy/t T = ( 2 Â R/V) ( 4 R/V p) = /2.

En conséquence, l'amortissement prévu ou la trainée prévue du tourbillon comme décrit précédemment, doit être égal à fd qui est égal au rapport du nombre de tours est de 50, c'est-à-dire 3 % Le transfert fractionnaire

de chaleur doit être sensiblement le même.

On suppose maintenant que la chambre entourant la lumière d'aspiration a une longueur égaie à R, et un rayon égal à 2 R en direction axiale La vitesse tangentielle est alors telle que la vitesse dans la chambre pour le rayon 2 R est égale à Ypl= 1/2 VT = ( /4)Vp et le temps nécessaire à une rotation devient égal à tpl = 2 ir Rpl/Vpl= 16 R/Vp le nombre de tours dans la chambre par course étant alors

t y/t Pl -/8.

Cela signifie que le tourbillon ne décroît pas notablement d'une course à la suivante puisque la durée de décroissance du tourbillon avec les ailettes peut être de 5 à 10 tours. La chambre renouvelle un volume du cylindre qui est égal à S X R 2 = 2 r Rh au cours d'un cycle et contient lui-même un volume

2 3

R( 4 i R) = 47 R En conséquence, la moitié du volume de la chambre est remplacé à chaque cycle, et le tourbillon formé dans la chambre fait un nombre de tours égal à 7 I/4 par période de remplissage Cette valeur est aussi suffisamment faible pour que le moment angulaire soit constant ou pour que la décroissance du tourbillon dans la chambre soit négligeable L'admission dans le tourbillon de la chambre peut s'effectuer par une ou plusieurs lumières tangentielles ayant une-section suffisante pour qu' elles correspondent à la vitesse moyenne d'admission Le tourbillon de la chambre forme une moyenne de la vitesse d'admission La vitesse moyenne d'admission, c'est-à-dire la vitesse moyenne du

piston, est égale à 2 Vp/l La vitesse du tourbillon tangen-

tiel dans la chambre est égal à la moitié de la vitesse tangentielle d'admission dans le cylindre, soit

Vpl = VT/2 = ( X 4)Vp.

Y Pl représentant la vitesse tangentielle dans la chambre.

La section de la lumière d'admission dans la chambre est déterminée par une relation selon laquelle la section de la lumière de la chambre multipliée par la vitesse tangentielle dans la chambre est égale à la section du piston multipliée par la vitesse moyenne du piston, c'est-àdire que la section de la lumière de la chambre est telle que ÂRLV /Vpl = ( 8/ ir)R 2 Comme la chambre a une section égale à R 2,

plusieurs lumières sont nécessaires Une réalisation raison-

nable possible comporte quatre lumières tangentielles ayant

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une largeur égale à R/T et une longueur égale à R. Une expérience est réalisée avec un compresseur d'air du commerce ayant un clapet à boisseau de matière plastique transparente et une culasse de matière plastique transparente afin que l'écoulement puisse être visualisé avec de la fumée Lorsque les ailettes d'admission dans la chambre ont l'inclinaison indiquée par l'analyse qui précède, le déplacement du gaz représente le tourbillon prévu Lorsque les ailettes on une orientation radiale, il ne se forme pas de tourbillon axial et un plus grand déplacement aléatoire,

c'est-à-dire une turbulence,est évident.

On considère maintenant le fonctionnement du compresseur à piston à clapet à boisseau A l'admission, de l'air est aspiré dans le cylindre entre les ailettes

périphériques obliques 101, si bien qu'un tourbillon circon-

férentiel et axial se forme dans la chambre 100 (voir figures 6 et 7 B) Lorsque l'air du tourbillon est aspiré dans le cylindre par le canal 96, il forme un tourbillon axial presque laminaire dans le cylindre L'écoulement presque laminaire et la stabilité de ce tourbillon réduisent le transfert de chaleur de l'air aux parois du cylindre pendant le reste du cycle Le clapet à boisseau 95 d'aspiration commence à s'ouvrir juste après le point mort haut et il est complètement ouvert à la moitié de la course C'est pendant cette course descendante (aspiration) que Le tourbillon presque laminaire se forme dans le cylindre 122 Lorsque le piston 91 se rapproche de la partie inférieure de la course, le clapet 95 se ferme et maintient ainsi une vitesse constante

d'aspiration lorsque le piston ralentit.

A la partie inférieure de la course, le clapet est fermé et la compression commence lorsque le piston 91 commence a remonter dans le cylindre La compression du gaz se poursuit jusqu'à ce que sa pression dépasse la pression transmise et la soupape d'échappement 94 s'ouvre jusqu'à ce que le piston atteigne le point mort haut Pendant ce temps, le clapet à boisseau commence à descendre La lumière 128 d'admission s'ouvre de quelques degrés après le point mort haut lorsque le peu de gaz résiduel se trouvant

dans l'espace mort se redétend à la pression d'aspiration.

Pendant la course descendante suivante, le gaz est aspiré

par la lumière du clapet, depuis la chambre, avec son mouve-

ment tourbillonnaire Un nouveau cycle commence alors La turbulence réduite de l'écoulement presque laminaire et la

stabilité du tourbillon axial se combinent pour réduire forte-

ment le transfert de chaleur aux parois du cylindre ainsi

qu'à la culasse et à la tête du piston.

On considère maintenant le cas d'un moteur à combustion interne Les ouvrages classiques sur les moteurs

à combustion interne tels que l'ouvrage "The Internal Combus-

tion Engine in Theory and Practice", de Charles F Taylor ( 1966) ou "TheFlighspeed Internal Combustion Engine" de Sir Harry R Ricardo ( 1953), ne mentionnent pas l'échange de chaleur dû à la profondeur de pénétration, ayant un effet

transitoire, comme décrit précédemment à propos de la pro-

fondeur de pénétration thermique Au contraire, les quantités utiles sont considérées sous forme de moyenne, et ce facteur

essentiel de la réduction du rendement est négligé L'obser-

vation du fait que la température du gaz à la fin de la compression est proche de la température prévue du cycle adiabatique suffit à écarter le problème, mais comme

l'indiquent la figure 2 et la description qui suit, les pertes

de chaleur ou d'énergie lors de la compression peuvent être importantes, bien que la température ou la pression finale

puisse ne pas différer beaucoup du cas adiabatique idéal.

En conséquence, l'origine de la perte de chaleur du gaz vers

les parois est considérée dans la limite du courant turbulent.

L'hypothèse de la turbulence est convenable Une condition nécessaire à l'obtention d'une turbulence est un nombre de

Reynold élevé et cette condition est effectivement satisfaite.

Cependant, la condition de turbulence nécessaire au remplis-

sage uniforme de la section du volume du cylindre n'est pas traitée Si la section de la soupape d'admission est telle que le gaz se précipite à une vitesse importante par rapport à la vitesse du piston, le gaz à grande vitesse a largement

41 25 251288 ?

le temps de former une turbulence Isotrope presque uniforme

dans le volume du cylindre, et ce comportement est effecti-

vement observé habituellement Selon l'invention, on montre

au contraire que le gaz peut être admis d'une manière régu-

lière et presque laminaire et permet donc une réduction importante de la turbulence En outre, le gaz peut tourner autour de l'axe en supprimant des tourbillons indésirables des sources de chaleur En outre, de nombreux ouvrages et les réalisations récentes des moteurs à combustion interne insistent sur l'avantage d'une combustion plus complète provoquée par une plus grande turbulence, notamment par "giclage" Le principe sous-tendu est que la turbulence améliore le mélange des gaz brilés et imbr lés et favorise ainsi une meilleure combustion Ce comportement est contraire

au but recherché selon l'invention, c'est-à-dire la décrois-

sance de la turbulence afin que le transfert de chaleur

soit réduit.

Il existe deux types de moteurs à combustion interne volumétriques Le cycle d'Otto comprend le mélange du carburant avec l'air avant l'aspiration, et ainsi du carburant placé près des parois froides nécessite un mélange turbulent afin qu'il soit transporté dans la région interne plus chaude de combustion Le second type de moteur est le moteur diesel dans lequel le carburant est injecté sous forme de gouttelettes liquides après la compression de l'air à une température élevée Dans ce cas, le tourbillon axial

présente un avantage particulier.

Des particules d'une matière solide ou liquide de masse volumique élevée ont tendance à être chassées vers l'extérieur dans un tourbillon de gaz Les vitesses d'injection de particules de dimension égale à plusieurs microns, formées par exemple par les injecteurs de carburant, lorsqu'elles ont parcouru un centimètre et ont ralenti, ont une vitesse comparable à celle du tourbillon prévu ( plusieurs milliers de centimètres/seconde) pour des rayons compris entre R /2 et R 0/4 En conséquence, si l'injecteur de carburant diesel est centré dans la culasse

42 2512882

et injecte un éventail radial de gouttelettes, le tourbillon axial a la propriété idéale pour le transport des gouttelettes radialement vers l'extérieur jusqu'à ce qu'elles se vaporisent et brûlent Le réglage de la répartition des dimensions de gouttelettes et de l'angle d'injection assure un transport automatique des gouttelettes dans les régions dans lesquelles elles brûlent efficacement Si elles n'ont pas brûlé dans une

zone radiale, elles ont tendance à être chassées vers l'exté-

rieur, vers des régions ayant plus d'air et moins de carburant si bien que la combustion augmente Un effet avantageux supplémentaire est obtenu par injection du carburant près de l'axe d'un tourbillon Le carburant brûlé près de l'axe forme la région la plus chaude étant donné l'utilisation plus complète de l'oxygène Cependant, c'est cette région qui

est séparée des parois par les couches externes du tourbillon.

Enfin, un tourbillon est stabilisé par la cpaleur si bien que la région chaude de l'écoulement reste stable à l'intérieur (l'air chaud est plus léger et "flotte" vers l'axe Dans un champ de forces centrifuges d'un tourbillon rotatif, l'axe constitue le point gravitationnel "haut") Cet effet réduit beaucoup la surface de paroi au contact des gaz les plus chauds et réduit donc la transmission de chaleur des gaz vers les parois En conséquence, l'invention réduit beaucoup l'écoulement de la chaleur entre-les gaz et les parois à la fois pendant la compression et la combustion, dans les moteurs à cycle d'Otto et à cycle diesel Dans le dernier cas, il est en outre souhaitable d'entretenir la combustion en partie à distance des parois du cylindre afin que les

pertes de chaleur et les émissions soient réduites.

On considère maintenant la perte de chaleur dans un cycle de Carnot Le rendement théorique maximal d'un moteur à compression est, selon la seconde loi de la thermodynamique, Rd =(T 2 T 1)/T 2 T 1 étant la température initiale du gaz et T 2 la température après une compression adiabatique idéale Comme le rapport des températuresest tel que T / Ti = R ( 1-G)

43 2512882

le rendement idéal est 1 R (i-G) c R étant le rapport de compression et G le rapport des chaleurs spécifiques soit G = 1,4 Ainsi, dans le moteur classique à cycle d'Otto ayant un rap port de compression de 8/1, le rendement est de 56 % et, dans un moteur diesel ayant un rapport double de compression de 16/1, le rendement est de 67 % En pratique, le rendement peut être de l'ordre de la moitié de ces valeurs On sait déjà (Taylor, 1968) que les pertes de chaleur vers les parois constituent des pertes essentielles d'environ 30 %, et le reste des pertes

est attribué ( 1) aux pertes "dans le temps" ( 15 %), c'est-à-

dire au retard de la combustion du carburant par rapport au moment de la compression maximale, et ( 2) au frottement des pièces mobiles ( 5 %) La perte d e à la profondeur de pénétration, décrite dans le présent mémoire, n'est pas citée dans la littérature concernant les moteurs Le chauffage des parois, dépendant du temps, lorsqu'il est moyenné, donne la perte de chaleur qui est mesurée dans l'eau (ou l'air) de refroidissement Cependant, le phénomène de la profondeur de pénétration provoque aussi une augmentation de la température des gaz d'échappement par rapport à celle d'un cycle idéal On considère maintenant comment peut se produire

ce phénomène.

On considère maintenant les pertes de chaleur

dans les gaz d'échappement En général, les mesures expéri-

mentales sur les moteurs ne permettent pas la comparaison de la température des gaz d'échappement à la valeur prévue étant donné l'échange inconnu de chaleur dans les conduits

des gaz d'échappement On considère l'effet sur la tempéra-

ture des gaz d'échappement, d'un cycle de pertes d es à la

profondeur de pénétration, dans un cas idéal pessimiste.

L'air ambiant pénètre à la température T 1 et il est comprimé adiabatiquement à la température T 2 * De la chaleur est introduite par addition de carburant afin qu'une température T 3 soit atteinte, et le gaz chaud est détendu adiabatiquement

à la valeur TV Les relations entre la pression, le volume,.

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le rapport de compression, la température et la chaleur spécifique sont les suivantes Vol /Vol 2 = R O

T = R

P/Pl =R La chaleur H ajoutée par combustion du carburant donne une température T 3 telle que

H = T 3 T 2

et la pression de crête est

P 3 = P 2 (T 3/T 2).

Le rapport de détente est habituellement égal au rapport de compression R (sans turbine d'échappement) et ainsi, la température T 4 des gaz d'échappement dépend de la température de crête T 3 sous la forme

T /T 4 = T 2/T 1 = R

On considère maintenant les pertes dues à la profondeur de pénétration On suppose qu'une fraction de % de la chaleur à la température T 3 est conservée dans

la paroi cylindrique du piston au moment de la combustion.

On a donc TI = 0,6 T 3, et les nouvelles valeurs de P, T, P' et Tl, sont

P 3 = ( 0,6-T 3/T'2) P 2

et la température -d'échappement devient

T 14 ' = 0,6 T 3 R G)

4 3 c On suppose maintenant que la perte de chaleur de 40 % vers la paroi est telle que la moitié revient dans les gaz pendant l'admission et la moitié est perdue dans l'eau de refroidissement En d'autres termes, l'onde thermique due à la profondeur de pénétration thermique se répartit également entre le flux entrant et le flux sortant de chaleur Il faut noter qu'une partie du chauffage des gaz admis a lieu après le début de la combustion et provoque une perte mécanique décrite précédemment, mais on suppose par raison de simplicité qu'elle est plus petite que le chauffage initial avant la fermeture de la soupape ou du clapet d'admission et le début de la course de compression La compression commence alors

2512882

avec les conditions

T 1 ' = T 1 + 0,2 T 3

Pl = Pl et les conditions après compression deviennent (G) T 2 ' = Ti' R (C-1) (T 1 + 0,2 T 3) Rc c la même quantité de carburant est brûlée, si bien que

T 3 ' = T 2 + (T 3 T 2)

et

P-

P P 2 (T 3 '/T 2 ')

3 2 ( 3/12)

Une perte de 40 % a encore lieu, mais il s'agit d'une plus

grande quantité passant dans la paroi puisque T'3 est supé-

rieur à T 3 * A chaque cycle suivant, T" 3 est supérieur à

T'3, qui est supérieur à T 3, etc Cette séquence de tempé-

rature croissante doit être limitée par des effets secon-

daires. On calcule maintenant des valeurs pour un moteur diesel avec Re = 16, T 3 = 2 T 2, si bien que la chaleur ajoutée est telle que H =T 2 Cette relation correspond à un mélange combustible stoechiométrique à 26 % On a alors les relations T 2 T 1 R (Gel) = 3 T 1 T 1 ' f 0,2 T 3 = T 1 + 0,4 T 2 = 2,2 T 1 si bien que

T 2 ' 2,2 T 2

et

3 T 2 + T 2 3,2 T 2 = 1,6 T 3.

La température des gaz d'échappement devient alors T 4 ' = 0,6 T 3 ' Rc(l G) = 0,96 T 4 43 c 4 I 30 I s'agit de la valeur prévue de la température d'échappement sans la perte de chaleur de 40 %, et le travail effectué est plus faible En d'autres termes, les températures augmentent d'un rapport 1,6 par cycle-et la pression maximale P 3 d = ( 1,6/2,2) P 3 = 0, 73 P 2

diminue suivant un facteur 0,73 à chaque cycle En consé-

quence, une plus grande quantité de chaleur est perdue et moins de travail utile est exécuté à chaque cycle jusqu'à ce

*46 2512882

qu'un autre effet de limitation apparaisse Un tel effet est-

dû à ce que la température T 2, du gaz admis comprimé, devient supérieure à 0,6 T 3, c'est-à-dire la température du gaz de combustion refroidi par la paroi Dans ce cas, la perte de chaleur pendant la course de compression limite la perte de chaleur ultérieure car la paroi est déjà préchauffée Si la température T 3 reste alors la même, par exemple égale à 1,6 T 3, et si la perte de chaleur dans la profondeur de pénétration change à 20 % de T 3 ( 20 % supplémentaires sont perdus à

partir de T 2), la température T 4 des gaz d'échappement augmen-

te à 1,2 T 4 et 20 % de l'énergie utile possible sont perdus

dans les gaz d'échappement plutôt que dans l'eau de refroidis-

sement Naturellement, ces relations sont très compliquées et une analyse avec des calculs très détaillés doit être exécutée afin qu'elle permette des prédictions précises; cependant, l'analyse qui précède suffit pour donner le *sens dans lequel ces pertes doivent être corrigées Le sens de ces pertes permet de montrer pourquoi le moteur diesel peut avoir un meilleur rendement lorsque le rapport de compression est encore accru, par exemple de 16 à 20 On observe (Taylor, 1966) que le rendement ou le travail utile restent constants en fonction du rapport de compression pour les valeurs supérieures à 16 La raison de ce comportement est que, lorsque le rapport de compression augmente, la perte de chaleur augmente parce que le volume mort, à la fin de la course, devient plus mince si bien que le rapport surface/volume devient plus grand et

les pertes de chaleur augmentent.

On considère maintenant la réalisation d'un

moteur diesel L'invention permet la réalisation d'une confi-

guration de moteur diesel qui réduit beaucoup: -

1) la perte thermique vers les parois, 2) la perte due au retard de l'obtention du rapport de compression pendant la combustion,

3) les pertes d es à la masse des parties mobiles.

La configuration obtenue combine les avantages de l'écoulement presque laminaire et de l'utilisation de cylindres séparés (à deux temps) pour la suralimentation, la

la combustion et la détente.

On choisit un rapport global de compression de /1 Le premier cylindre de suralimentation a un rapport volumique de 5/1 En conséquence, le cylindre de combustion a un rapport volumique de 4/1 si bien que le rapport résultant

de compression est de 20/1 La première détente dans le cylin-

dre de combustion correspond au même rapport volumique de 4/1 Si la combustion provoque un doublement de la température et donc de la pression, le cylindre de détente doit avoir un rapport volumique tel que x 2/G= 8,2/1 si bien que la pression des gaz d'échappement est réduite

à la pression atmosphérique ambiante.

Les avantages sont les suivants 1 Le piston et le cylindre de suralimention subissent une pression inférieure à la pression maximale

pendant la combustion, d'un rapport 11 ( 2 x 4 G) = 1/14 = 7 %.

Il peut donc être réalisé sous une forme moins résistante, avec une plus courte longueur de Jupe de piston, une course

plus courte et un plus grand diamètre.

2 Le cylindre de combustion, pour une course de même longueur, a un diamètre plus faible selon la relation 5.1/2 = 1/2,24 = 45 %, ou la section du piston peut être réduite d'un facteur 1/5 En conséquence, la force maximale appliquée au piston et à la culasse est inférieure dans le même rapport, c'est-à-dire 1/5, à celle d'un cylindre d'un

moteur diesel classique de même puissance et de même course.

En conséquence, la masse et le frottement sont réduits d'un

même rapport.

3 Le rapport de compression du cylindre de combustion est seulement de 4/1 et on suppose une course de longueur 4 r soit deux diamètres Si la longueur de la lumière est de 0,5 r (deux courses), la course de compression ou de détente a une longueur de 3,5 rayons La compression de crête

peut correspondre à un grand angle de calage de manivelle.

Par exemple, on considère que la combustion a lieu dans une plage de rapport de compression de 16/1 à 20/1 et à 16/1,

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soit 67 % à 70 % à 67 % du rendement idéal Ces chiffres correspondent à un rapport de compression dans le cylindre de combustion de 3,2 à 4 à 3,2 L'angle total de calage correspondant à ses déplacements est de 540, soit 1/6 fois environ le cycle Cette valeur est supérieure à celle d'un moteur diesel équivalent à un seul cylindre et deux temps pour lequel Rc passe de 16/1 à 20/1 et à 16/1, correspondant à 240 soit une réduction de la durée de 2,25 fois En conséquence, la perte de compression pendant le temps de combustion est

réduite d'une manière correspondante.

4 La configuration du cylindre et du piston de combustion pendant la période de compression de crête et de combustion ( 16/1 à 20/1 à 16/1) correspond sensiblement à la longueur d'un rayon Il s'agit du jeu moyen de la culasse pendant la combustion pour un rapport de compression de 3,5 et une course ayant une longueur de 3,5 rayons En conséquence, le rapport surface/volume est favorable pour la réduction des pertes de chaleur vers les parois d'un facteur ( 1 + r/z) = par rapport au cas d'un jeu moyen d'un cylindre classique unique ayant un rayon 1/9 pour un rapport de compression de /1. Le cylindre de détente peut être supérieur au cylindre de suralimentation si bien que les gaz d'échappement

peuvent être "sur-détendus", c'est-à-dire en réalité convena-

blement détendus, si bien que tout le travail utile peut être extrait des gaz d'échappement Cette sur-détente des gaz d'échappement indique que les gaz sont détendus jusqu'à la pression atmosphérique d'admission Normalement, la pression des gaz d'échappement est comprise entre 2 et 2, 5 fois la pression d'admission et l'énergie du gaz est soit utilisée de façon peu efficace, avec un rendement de 50 % dans une turbine d'échappement ou un dispositif de suralimentation, soit totalement perdue Le cylindre séparé d'échappement permet une sur-détente convenable et donne aussi les avantages d'une plus petite dimension et d'un plus petit rapport de

compression du cylindre de combustion.

6 Enfin, la conception soignée des lumières

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permet la réduction de l'échange de chaleur turbulent avec les parois, qui est habituellement grand, par formation d'un tourbillon axial à écoulement presque laminaire dans chaque cylindre Il faut que la transmission des gaz de chaque volume s'effectue dans des conditions quasi-statiques et que, en conséquence, la perte de charge au niveau des

soupapes soit très faible.

On considère maintenant les cylindres séparés

pour la suralimentation, la combustion et l'échappement.

La raison primordiale de l'utilisation de trois cylindres séparés et la limitation du rapport de compression du cylindre de combustion a une valeur suffisamment faible pour que la configuration du piston pendant la combustion soit sensiblement la celle d'un cylindre "droit", c'est-à-dire dont la longueur est égale au rayon afin qu'un tourbillon

axial à écoulement presque laminaire puisse réduire effi-

cacement les pertes de chaleur vers les parois La réduction des pertes par compression pendant le temps de combustion

et la réduction de la masse sont des avantages supplémentaires.

En outre, deux cylindres supplémentaires et des soupapes complexes doivent être ajoutés Le principal travail utile est récupéré dans le cylindre d'échappement Cette énergie mécanique est supérieure à celle du cylindre de combustion d'une quantité qui correspond au rapport des températures ( 8,2) t G-l) à ( 3,5)(>-1) soit 2,3211,65 ou 1,41 fois E conséquence, les pertes de chaleur dans le cylindre de combustion sont réduites dans une certaine mesure par rapport au cylindre d'échappement En conséquence, le cylindre de combustion doit être réalisé avec un certain compromis par

rapport aux conditions d'écoulement laminaire.

On considère d'abord le dessin du cylindre de combustion On a décrit précédemment le cylindre idéal de compression ou de détente à écoulement laminaire La lumière d'admission se trouve à la partie supérieure de la paroi du cylindre, elle a une longueur égale à r/2 et elle permet un écoulement azimutal et radial laminaire lent Cette soupape à paroi coulissante est difficilement étanche et le

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refroidissement est difficile aux températures très élevées de 15001 C et aux pressions très élevées de 125 bars-observées pendant la combustion Cependant, Ricardo ( 1953) a montré qu'un moteur diesel à deux temps et à soupape coulissante ou à tiroir pouvait fonctionner convenablement, mais, dans le cas considéré, l'air d'admission a une température accrue ( 3001 C) En outre, la purge est beaucoup favorisée par un

écoulement axial dans le cylindre, du bas vers le haut.

On considère donc selon l'invention que le cylindre de combustion est analogue à celui d'un moteur diesel à deux temps dans lequel l'admission reçoit un gaz de suralimentation (compression 5/1, pression 10/1) dans les lumières annulaires

habituelles disposées à la partie inférieure de la course.

Ces lumières ont une longueur égale à r/2, c'est-à-dire la même que la lumière de la soupape à boisseau, et permet une aspiration sur 830 Les gaz d'échappement sortent par une

soupape centrée axialement dans la culasse.

On considère maintenant le dessin du cylindre

d'échappement Cdmme la-pression des gaz d'échappement quit-

tant le cylindre de combustion correspond sensiblement au double de la pression de l'air admis, une partie de la période de la course, vers le bas, doit être utilisée pour la mise de cette pression accrue à la valeur de la pression

d'admission de gaz suralimentés D'autre part, le gaz intro-

duit doit être transféré au cylindre de combustion et doit

faire sortir les gaz d'échappement Selon l'invention, l'opé-

ration est réalisée par un écoulement presque laminaire, les lumières d'admission et d'échappement étant ouvertes en

même temps En conséquence, les pressions sont toutes égales.

Comme le volume varie pendant le temps de descente du piston d'échappement,l'air admis et les gaz d'échappement se détendent pendant le transfert La pression commence à la pression des gaz d'échappement de la course de combustion En conséquence, l'air admis doit être surcomprimé par rapport à la valeur moyenne de suralimentation lorsque la lumière d'admission s'ouvre Le volume combiné de gaz du cylindre de combustion et du volume de stockage de gaz de

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suralimentation se détend adiabatiquement lorsque le piston d'échappement descend et lorsque les gaz d'échappement sont remplacés par de l'air frais admis qui se détend à la valeur

de la pression de suralimentation pendant l'admission.

On considère deux procédés permettant ce phénomène Le premier ne peut pas être utilisé car le temps disponible est trop court Comme cette opération doit être une détente adiabatique dans le cylindre d'échappement, l'angle de calage de la manivelle du cylindre d'échappement, pour une détente avec un rapport 2/1 de pression du gaz d'échappement, devient le temps de l'opération Ce temps est le temps nécessaire pour que le cylindre d'échappement passe de la partie supérieure de la course à un volume fractionnaire égal à ( 1/8,2)( 1,2) = 0,0743 Pour une longueur de course du piston d'échappement égale à celle du cylindre de combustion, l'angle de calage correspondant est alors tel que arc cos ( 1-2 ( 0,0743)) = 32 degrés Ensuite, le cylindre d'échappement doit recevoir un volume égal des gaz d'échappement purgés à pression constante, c'est-à-dire à la pression de l'air de suralimentation pendant un angle tel que ( 1-40,0743 >> = degrés La différence de calage est de 13 degrés Elle correspond au temps de déplacement des gaz d'échappement hors du cylindre de combustion par l'air de suralimentation Ce

temps est trop court et il faudrait que le cylindre de suralî-

mentation transmette toute sa charge à pression constante

pendant un temps inférieur au temps nécessaire de balayage.

On considère maintenant le volume contenant le gaz de surali-

mentation Le dispositif de suralimentation permet la résolu-

tion de ce problème par transmission de son air à une pression égale au double de la pression d'admission, dans un volume intermédiaire Ainsi, pendant l'établissement de l'échappement, la perte de charge d'un facteur 2 a iieu dans le volume combiné du volume de stockage, du cylindre de combustion et de la course initiale du cylindre d'échappement Simultanément, une charge complète d'air de suralimentation est aspiré dans le cylindre de combustion Le cylindre de suralimentation recharge le volume de stockage intermédiaire (adiabatiquement)

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à la pression d'origine égale au double de la pression

d'admission Le volume de stockage est alors égal à -

( 11 ( 21/G)) 1,56 fois le volume du cylindre de combustion. L'aspiration a lieu alors sur un angle de calage du piston d'échappement tel que arc cos ( 1-2 ( 1,56/R éh)) ( 1/2)p /G = 400

Ce temps peut se trouver avantageusement au milieu de l'ouver-

ture de la lumière d'aspiration du cylindre de combustion de 83 degrés si bien que les lumières d'admission sont presque totalement ouvertes ( 88 %) pendant la détente, l'admission et la purge Il faut aussi considérer l'épaisseur des lumières d'admission dans le cylindre de combustion, donnant une faible vitesse de l'air et en conséquence de faible perte de chaleur On suppose une épaisseur fractionnaire de matière pour les lumières d'aspiration de 20 % si bien que la section efficace d'aspiration est

( 1-0,2) ( 0,80) ( ir r 2) = 0,7 r r 2.

La masse volumique moyenne des gaz admis est d'environ ( 1-112 ( 1-2 /G " = 0,8 par rapport à la masse volumique finale, et la section efficace est d'environ 87 % de la section du piston de combustion Le temps fractionnaire d'admission, comparé à mi-course, est ( 2/) ( 40/180), et la vitesse radiale d'admission est donc: ( 2/ i) ( 1/section efficace) ( 180/40) = 3,3 {vitesse

du piston).

On choisit la vitesse azimutale du tourbillon axial à 1,5 fois les vitesses radiales d'admission Ce rapport est

déterminé par l'angle des épaisseurs jouant le rôle d'ailettes.

Dans ce cas, le gaz subit environ 4 rotations pendant la compression et une même rotation pendant la détente (ce facteur étant égal au rapport du produit de la vitesse et de la durée de la course à la circonférence) L'échange de chaleur doit être de 10 à 15 % pourvu que le carburant soit brûlé dans la fraction massique interne de 25 % du tourbillon

axial (pour une combustion stoechiométrique à 25 %).

On considère maintenant la purge L'air

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suralimenté introduit est"lourd" par rapport aux produits de combustion En conséquence, l'air admis est plus froid

et a un moment angulaire supérieur à celui des gaz d'échappe-

ment Il est plus froid car il n'a pas encore subi la combus-

tion et il a un moment angulaire accru car il n'a pas encore tourbillonné au contact des parois En conséquence, il a tendance à pénétrer au contact de la paroi externe du cylindre sous forme d'une couche mince, en déplaçant et chassant les gaz d'échappement plus chauds vers la région interne, et-en conséquence, vers la soupape d'échappement qui se trouve a mi-rayon Le 1/8 interne de la masse des gaz d'échappement ( 1/4 en volume et 1/2 en masse volumique) a tendance à être

faiblement turbulent étant donné le moment de la pulvérisa-

tion de carburant L'interaction avec le gaz plus froid admis est donc favorisée,de même que l'entraînement vers la soupape d'échappement Si le résidu de gaz d'échappement est trop important, c'est-à-dire si la purge est mauvaise, il est simple de réduire la dimension de la soupape d'échappement au tiers du rayon, 5 % seulement alors de la masse des gaz d'échappement pouvant rester Le tourbillon axial, dans le cas d'une soupape d'échappement, a donc naturellement tendance à assurer une purge efficace Ricardo ( 1954) a constaté que la purge posait un problème lors de l'introduction d'un "tourbillon" dans les gaz d'admission, c'est-àdire lorsque le moment angulaire de rotation est élevé En effet, la lumière

d'échappement se trouvait aussi au niveau de la paroi périphé- rique du cylindre au lieu d'être proche de l'axe Les gaz admis chassaient

alors les gaz d'échappement vers l'axe, à distance de la lumière périphérique si bien que la purge

était mauvaise.

On considère maintenant le dessin d'un moteur diesel Sur la figure 10, trois pistons 201, 202 et 203 de suralimentation, de combustion et d'échappement sont entraînés par un vilebrequin 204 et des manivelles 205, 206, 207 dans des cylindres 208, 209, 210 respectivement L'admission du cylindre 208 de suralimentation a un clapet à boisseau 211 formant une paroi du cylindre, commandé par des cames 212 du

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vilebrequin 204 Ces cames 212 déplacent le clapet 211 de manière qu'il ouvre et ferme une lumière annulaire 213 permettant l'aspiration d'air d'une chambre annulaire 214, avec une circulation circulaire créée par un passage de diffuseur ayant des ailettes 215 d'alignement La rotation provoque la formation d'un tourbillon axial 216 (voir figure 11) dans le cylindre de suralimentation La section importante 13 de la lumière d'aspiration et le tourbillon axial 216 provoquent un faible échange de chaleur avec la paroi du cylindre 208 si bien que l'air est comprimé adiabatiquement et quitte le cylindre par une soupape 217 d'échappement à ressort à lame qui est-disposée sous une forme semi-circulaire dans la culasse 218 afin que les gaz du tourbillon axial quittent le cylindre à peu près au milieu du rayon et dans la

direction générale de l'écoulement en rotation L'air surali-

menté est comprimé 8,2 fois à environ 20 bars, et il est transmis par un conduit 219 à la chambre 220 qui contient un volume d'air-comprimé (suralimenté) égal à 1,56 fois le volume du cylindre 209, Les parois du conduit 219 et de la chambre sont isolées ou revêtues d'une céramique 221 qui

réduit les pertes de chaleur.

Lors du fonctionnement, la pression de l'air dans le cylindre 208 et le volume 220 est égale à la pression dans le cylindre 209 de combustion juste avant la libération des gaz d 'échappement et est aussi égale à la pression dans le cylindre 210 en même temps si bien que les trois pressions sont égales Le piston 202 découvre juste la lumière inférieure 222 du cylindre 209 et la soupape d'échappement 223 dans la culasse 224 Les gaz sont alors transférés (figure 11) du volume 220 à la chambre 225 par

le conduit 226 pratiquement à pression constante et adiaba-

tiquement, si bien qu'une très faible turbulence est formée.

Lorsque la pression a été réduite d'un facteur 2 de 20 bars à 10 bars par détente due au déplacement du piston 203 dans le cylindre 210, le cylindre de-combustion reçoit de l'air frais de suralimentation et la soupape 223 se ferme L'air suralimenté est alors piégé dans le cylindre 209 par les

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segments supérieurs du piston 202 qui recouvrent la lumière 222 d'admission Celle-ci ouvre sur 3600 dans le cylindre et comporte de nombreuses ailettes placées à 600 environ par rapport au rayon du cylindre si bien que le gaz introduit forme le tourbillon axial avantageux Le rapport des pressions du gaz de suralimentation est égal à 5/1 corrrespondant au rapport des sections des cylindres 208 et 209 La compression supplémentaire de l'air dans le cylindre 209 correspond à un rapport 41 l avant injection du carburant si bien que le rapport total de compression est de 20/1 Du carburant est injecté dans la chambre par un injecteur 228 de type classique commandé par une pompe normale à carburant (non représentée)

entraînée par le vilebrequin 204 du moteur.

Lorsque le carburant est pulvérisé en fines gouttelettes 227 (voir figure 12) dans le tourbillon axial 229 au niveau de l'axe, par l'injecteur 228, le cône de gouttelettes est confiné à la région axiale jusqu'à

centrifugation radiale vers les parois du cylindre La combus-

tion du carburant se maintient dans la région centrale du tourbillon et seules les gouttelettes imbr lées ont tendance à s'échapper radialement vers des régions de combustion

préalables par de l'oxygène disponible La combustion progres-

se donc radialement vers l'extérieur Jusqu'à ce que le carburant soit brûlé Les produits chauds de combustion restent séparés de la paroi 209 et seus le piston 202 et la

culasse 223 sont exposés au gaz chaud sur une région limitée.

L'invention met en oeuvre le tourbillon à écoulement presque laminaire pour la réduction de la combustion au seul volume axial central du cylindre et pour la réduction du transfert

de chaleur entre le gaz de travail et les parois.

La soupape tubulaire 223 d'échappement est de forme cylindrique particulière comme représenté sur la figure 10 dans un mode réalisation et sur la figure 12 dans un autre mode de réalisation Sur la figure 10 le clapet ou soupape est commandé par une came en tête 230 et un arbre 231 et elle glisse sur la partie cylindrique centrale 232 portée par l'arbre 231; elle est refroidie

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par de l'eau circulant dans des passages 233 si bien que la température élevée des gaz d'échappement de 11000 C ne

provoque pas une surchauffe de la soupape En outre, l'ou-

verture annulaire au milieu du rayon permet au tourbillon axial 227 de quitter la chambre avec une turbulence minimale provoquée dans le conduit 234 Celui-ci est revêtu d'une céramique ou d'une autre isolation à température élevée afin que la conduction de la chaleur soit réduite Le conduit 234 est court et a un faible volume correspondant à un faible pourcentage du volume du cylindre 210 si bien que la seule soupape comprise entre les cylindres de combustion et

d'échappement est la soupape 223.

Les gaz d'échappement pénètrent dans le cylindre 210, en provenance du conduit 234, par une lumière 236 qui est inclinée de 60 environ par rapport au rayon de manière que le tourbillon axial-237 se forme La soupape 223 se ferme lorsque le piston 203 se trouve au 1/5 de sa course après le point mort haut Cette fermeture a lieu lorsque le gaz d'échappement s'est détendu de 20 bars à 10 bars Le piston d'échappement se déplace alors à 40 % de sa vitesse maximale si bien que la section de la lumière d'aspiration 236 correspond au 1/10 de la section du piston et le gaz qui est introduit se déplace à 4 fois la vitesse maximale du piston La rotation est égale à 7 T/2 soit 1/4 de tour en direction azimutale étant donné la section

de la lumière égale à 1/10 fois la section du piston.

Le piston 203 continue alors la détente des gaz d'échappement pour unrapport volumique total de 8,2/1 si bien que la pression atteint la valeur de la pression atmosphérique à la fin de la course Une soupape 238 d'échappement a la même configuration que la soupape 224 du cylindre 209 Elle est ouverte par une came 239 entraînée par un arbre 231 qui est le même que celui de la lumière d'échappement du cylindre de combustion La soupape 238 reste ouverte jusqu'à ce que le piston 203 se trouve juste avant le point mort haut L'angle d'avance de la lumière d'échappement est tel que les gaz piégés sont

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comprimés Jusqu'à 20 bars dans le cylindre 209 juste avant l'ouverture des lumières 222 et 224 Les gaz d'échappement

sortent par le diffuseur 241 et la lumière 242 d'échappement.

Comme l'indique la figure 12, la partie 250 de la chambre de combustion qui se trouve près de la culasse, comme la partie de la chambre d'échappement, peut être être supportée dans la soupape 252 par des pattes 254 qui passent dans des fentes 256 de la soupape, et celle-ci peut être commandée par un culbuteur 258 par l'intermédiaire

d'un poussoir 260 porté par la soupape.

La figure 14 représente les diagrammes de calage, c'est-à-dire la synchronisation relative des pistons et des soupapes A partir du point mort haut du piston 201, la soupape 211 se trouve à 90 en avant et est prête à s'ouvrir Le piston 202 se trouve à 138 avant l'ouverture de la soupape 224 et Je piston 202 découvre les lumières inférieures 222 d'aspiration Le piston 203 est aussi au point mort haut A un moment ultérieur de 82 , les lumières

222 se ferment et, à 180 , la lumière 213 se ferme La compres-

sion a lieu dans les deux cylindres 208 et 209 A 20 environ avant le point mort haut du cylindre 202, l'injection de carburant commence, et elle provoque le déclenchement des

processus de combustion, puis de la détente.

On considère maintenant des moteurs à cycle d'Otto Comme Indiqué précédemment, un tel moteur (c'est-à-dire à essence et carburateur) est habituellement réalisé afin que la turbulence induite soit maximale Lorsque la tête ou la partie supérieure du piston est réalisée avec un volume rentrant de petit diamètre et lorsque le jeu compris entre le rayon externe du piston et la culasse est faible, les gaz sont repousses dans le volume rentrant On peut considérer qu'il s'agit d'un 'giclage" car le gaz est repousse dans le petit volume rentrant si bien qu'il provoque

une turbulence à la fin de la course Le buc de cette turbulen-

ce, comme indique précédemment; est d'assurer un mélange constant du mélange air-carburant au contact des parois avec la regiorn interne p Lus chaude afin que ia combustion soit plus complète et qu'une mqu,;dre qantité d'imbrlés provoqueune

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pollution Cependant, la turbulence accroît les pertes de chaleur. On a déjà considéré un moteur diesel dans lequel le carburant est introduit au niveau de l'axe du tourbillon laminaire si bien que le carburant n'atteint pas les parois et le rendement de combustion est accru Dans le moteur diesel, le carburant est injecté tardivement, juste au moment nécessaire à la combustion Dans le moteur à cycle

d'Otto, le carburant et l'air peuvent être mélangés préalable-

ment et un mélange air-carburant est alors au contact des parois ou, inversement, les moteurs à injection de carburant permettent la formation d'une charge stratifiée Si le carburant est injecté suivant l'axe du tourbillon laminaire avant la partie supérieure de la course, il se mélange à l'air uniquement à l'extérieur d'un rayon prédéterminé, fixé par la dimension des gouttelettes, la vitesse du tourbillon et la vitesse d'évaporation La stratification résultante doit être suffisante pour qu'elle empêche le mélange air-carburant de parvenir aux parois externes Dans ce cas, la quantité de mélange combustible au contact des parois est faible ou nulle et il ne faut aucune turbulence pour que la combustion soit complète Un certain "tourbillonnement" est parfois provoqué par la configuration des soupapes de la culasse afin qu'un tourbillon axial soit formé dans les moteurs à injection de carburant à cycle d'Otto, mais la vitesse d'induction est si élevée, par des lumières de faible section, et le défaut d'uniformité est si grand que le courant résultant, bien qu'il forme un tourbillon, mélange néanmoins de manière poussée le carburant et l'air vers les parois périphériques,

et une turbulence est nécessaire à une combustion totale.

Au contraire, selon l'invention, l'injection de carburant est réalisée dans le tourbillon presque laminaire et une très faible quantité de carburant atteint l'air au contact des parois périphériques froides La combustion a donc lieu dans la partie interne du tourbillon, riche en carburant Le mélange combustible au contact de la culasse et de la tête du piston au centre du tourbillon est au contact de surfaces

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qui restent chaudes puisqu'elles ne sont pas refroidies par le glissement du film d'huile On considère donc un moteur à quatre temps à cycle d'Otto à injection de carburant et à tourbillon axial laminaire dans lequel on prévoit certaines pertes par conduction de la chaleur mais, grâce au tourbillon axial laminaire, la perte de chaleur est réduite et les

pertes de combustion et en conséquence la formation de pollu-

ants à partir de la paroi, sont réduites.

Le cycle est un cycle classique à quatre temps et la compression et la combustion ont lieu dans le même cylindre que dans le moteur diesel précité à trois cylindres Le rapport réduit de compression (par exemple 8/1) du cycle d'Otto évite dans une certaine mesure une telle

réa lisati on.

Une réalisation plus efficace peut comprendre un dispositif de suralimentation car le volume final comprimé est plus favorable (plus grand jeu près de la culasse) et est proportionnel au rapport de suralimentation mais même sans suralimentation, le tourbillon axial laminaire réduit notablement les pertes de chaleur car la combustion

est maintenue à distance des parois latérales.

On considère donc un moteur à quatre temps

à cycle d'Otto.

Les figures 15 et 16 représentent un piston 301 placé dans un cylindre 302 et entraîné par un

vilebrequin suivant un cycle à quatre temps, par l'intermé-

diaire d'une manivelle 303 et d'un axe de piston 304 Le piston est représenté au point mort haut juste au moment o a lieu la combustion, avec l'espace mort 305 laissé entre la tête lisse du piston et la culasse 306 Ce jeu ou espace 305 a une dimension de R 14 (R étant le diamètre du piston) si bien que, pour une longueur de course égale au diamètre du piston ou 2 R, cet espace 305 égal à R/4 correspond

à un rapport de compression de 8/1 d'un cycle normal d'Otto.

Le volume comprimé est limité par la soupape ou le clapet à boisseau 307 qui peut se déplacer dans des espaces prévus dans le cylindre inférieur et dans la culasse 306 Ces espaces

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comme décrit par Ricardo ( 1953) se règlent automatiquement si bien que la soupape 307 se dilate sous l'action de la chaleur jusqu'à un contact glissant parfait avec la paroi

externe qui extrait alors la chaleur et limite la dilatation.

La soupape 307 est disposée entre le piston 301 et un volume perdu 310 formé dans la paroi du cylindre Ce volume est tel qu'il peut être nul et en conséquence il joue le rôle d'un siège de soupape, ou il peut être plus grand si bien

que les gaz piégés ne sont pas comprimés et sont projetés.

La soupape 307 est repoussée élastiquement en position d'ouverture et elle est commandée par deux cames 311, et elle peut être déplacée par des culbuteurs comme indiqué sur la figure 13 La partie 312 de culasse, à l'intérieur de la soupape, est supportée par un arbre à came, mais

peut aussi être supportée comme indiqué sur la figure 13.

Au point mort haut, au début de la course d'admission, la soupape est ramenée en retrait et ouvre la lumière 314 en communication avec la chambre 315 qui permet l'admission d'air sous forme d'un tourbillon axial formé grâce à l'énergie cinétique de l'air admis et dirigé

par les ailettes 316 dans les entrées 320 d'air du diffuseur.

La culasse 306 a un injecteur 317 de carburant, une bougie d'allumage 318 et une soupape d'échappement 319 L'injecteur est d'un type totalement

classique et il est monté axialement si bien que la pulvéri-

sation de carburant est symétrique axialement et forme une charge stratifiée tourbillonnaire La bougie 318 doit avoir une surface d'allumage au niveau de la culasse 306

afin qu'elle perturbe le moins possible le courant tourbil-

lonnaire De telles bougies sont du type utilisé dans les avions De manière analogue, la face inférieure de la soupape 319 doit être lisse afin qu'elle ne perturbe pas le tourbillon La soupape 319 est commandée par une came 321.

La figure 16 représente le piston 301,-

la culasse 306 et les chambre 315 sous forme de deux diffuseurs Les ailettes 316 forment un tourbillon 324 d'aspiration et un tourbillon axial interne 325 La section d'aspiration des diffuseurs au niveau des ailettes 316 est

égale au iers de la section du piston si bien que le tour-

billon a une vitesse sensiblement égale à quatre fois celle du piston, dans la partie de plus petit rayon de celui-ci. En conséquence, la vitesse radiale d'aspiration, du double de la vitesse du piston, est encore inférieure (de la moitié environ) à celle du tourbillon axial et celui-ci prédomine dans l'écoulement et empêche la formation d'un tourbillon

annulaire ou radial.

Le calage est identique à celui de tous les moteurs à quatre temps et on ne l'a pas représenté puisqu'il est bien connu La seule petite différence porte sur la forme de la came d'ouverture et de fermeture de la soupape 307 La section de la lumière dépend du degré d'ouverture de la soupape Cette section doit être proportionnelle à la vitesse du piston, si bien que le rapport des vitesses

radiales et azimutales reste constant pendant l'aspiration.

En conséquence, l'ouverture de la soupape doit être proportionnelle au sinus de l'angle de calage de la manivelle Il s'agit de la came la plus simple à réaliser et elle correspond simplement à un cercle décentré De cette manière, le moment angulaire et le moment radial du tourbillon axial restent constants pendant la course d'aspiration et la circulation méridienne ou radiale est minimale La perte de

chaleur est alors minimale.

On considère maintenant un moteur à cycle',

d'Otto à deux temps.

On complète la description d'utilisation

du principe de la turbulence réduite ou de l'écoulement presque laminaire qui améliore le rendement des machines

volumétriques adiabatiques par description d'un moteur à

cycle d'Otto à deux temps, ayant une aspiration à tourbillon axial presque laminaire et des parois lisses, c'est-à-dire une culasse et une tête de piston lisses Dans le moteur à deux temps, la culasse est la meme que dans le moteur à

quatre temps, mais lladmission s'effectue à la partie infé-

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rieure de la course Dans le cas d'un tourbillon axial à écoulement laminaire, les lumières inférieures ont une forme particulière donnant un moment angulaire, c'est-à-dire un tourbillonnement, au courant admis correspondant à l'angle des nervures des lumières inférieures et en outre, une ouverture de la lumière inférieure est suffisamment proche afin que la dimension des tourbillons formés par les nervures pendant l'aspiration soit réduite Plus précisément, le

côté du cylindre tourné vers les nervures représente obliga-

toirement une discontinuité très nette dans le courant d'aspiration et ce courant, lorsqu'il passe au niveau des nervures, contient des tourbillons dont la dimension est

à peu près égale à la moitié de l'épaisseur des nervures.

Ces tourbillons, comme ils ne doivent pas perturber essentiel-

lement le courant formé, doivent être petits par rapport à la dimension du tourbillon axial principal Comme ce tourbillon a une dimension caractéristique correspondant au rayon, l'espacement des nervures doit être faible par rapport au rayon du cylindre Ainsi, cet espacement doit être égal au 1/6 environ du rayon, c'est-à-dire que la totalité de la section de la lumière comporte 36 nervures En outre, celles-ci doivent être inclinées suivant un angle caractéristique de à 600 par rapport au rayon Si le moteur est suralimenté, la pression différentielle entre l'admission et l'échappement doit être telle que l'admission et la purge ont lieu à pression presque constante si bien que des bouffées de surpression à l'admission ne provoquent pas une vitesse trop élevée dans le courant d'admission Le carter est souvent utilisé pour une petite compression préalable de l'air d'admission et dans ce cas le volume du carter doit être suffisamment grand

pour que la compression préalable ne soit pas trop élevée.

Cette expression "trop élevée" indique dans ce cas une valeur de l'ordre de 10 à 20 % si bien que le volume-du carter doit être d'environ 5 à 10 fois le volume balayé Le courant d'admission est suffisamment proche de la vitesse du piston pour permettre un écoulement faiblement turbulent ou presque laminaire. On se réfère maintenant à la figure 17

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qui représente un piston 401 placé dans un cylindre 402 et entraîné par un vilebrequin, suivant un cycle à deux temps, par une manivelle 403 et un axe de piston 404 Le piston 401 est représenté alors qu'il est prêt à recouvrir les nervures 405 de la lumière d'aspiration à la partie inférieure, après introduction de l'air suivant un diagramme 406 formant un tourbillon axial Un peu plus tard 10 à 60 environ après, du carburant est injecté par l'injecteur 407 et forme une

pulvérisation centrifuge qui s'évapore comme décrit précédem-

ment Le mélange combustible est alors enflammé par la bougie

d'allumage 409 qui se trouve à ras de la surface et, ultérieu-

rement, après la détente mais avant l'ouverture des lumières inférieures, la soupape 408 d'échappement s'ouvre L'arbre à came, la came et le culbuteur ainsi que la pompe d'injection

de carburant sont de types classiques dans ces machines.

Les nervures 405 et le diffuseur 411 qui dirigent l'air d'admis-

sion en formant le tourbillon sont analogues à ceux du moteur à quatre temps et sont représentés en coupe partielle et en plan sur la figure 18 L'air de la volute 411 peut être aspiré dans le carter ou une réalisation plus efficace peut, comprendre un dispositif séparé de suralimentation Cependant, le courant d'admission doit être introduit sur 360 de circonférence et la chute de pression au niveau de la lumière d'entrée doit être faible afin que la vitesse du courant introduit corresponde à la vitesse du piston comme indiqué précédemment. Dans Es petits moteurs à deux temps, la vitesse est élevée, de l'ordre du 1/10 au 1/5 de la vitesse du son, si bien que la différence de pression à l'aspiration est relativement grande, comprise entre environ le 1/30 et

le 1/10 de la pression atmosphérique Le diagramme d'écoule-

ment est relativement peu important et des différences élevées de pression sont permises En conséquence, dans le cas des moteurs à deux temps, le tourbillon axial presque laminaire peut être plus facilement appliqué à de petits

moteurs à grande vitesse.

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En conclusion, l'invention concerne toute une catégorie de machines volumétriques qui permettent une maîtrise excellente de l'écoulement de la chaleur du gaz de travail et des organes qui limitent son volume Le rendement thermique des machines est alors nettement accru Le transfert turbulent de chaleur peut être supprimé par création d'un écoulement presque laminaire et régulier, surtout dans un tourbillon stable qui tire avantage de la symétrie du volume

de délimitation.

L'obtention d'un transfert de chaleur extrêmement faible nécessite que, à tout moment, les vitesses des turbulences induites soient faibles par rapport à la vitesse de déplacement et que le parcours total du gaz de travail au contact d'une paroi corresponde à une distance faible par rapport à 50 largeurs de canal environ Il s'agit de la distance de parcours du fluide au contact d'une paroi

lisse, avec un nombre élevé de Reynold, nécessaire à l'obten-

tion d'un courant véritablement turbulent La réalisation de lumière convenable d'aspiration et l'utilisation d'un faible déplacement assurent l'obtention d'un écoulement presque laminaire Ces différentes caractéristiques permettent la réalisation de diverses machines telles que ( 1) une machine de compression-détente à palettes articulées convenant à une pompe à chaleur pour automobile, ( 2) un compresseur d'air adiabatique, ( 3) un moteur diesel ayant des fonctions séparées de compression préalable, de compression postérieure, de compression et de prédétente, puis de détente postérieure à l'échappement, exécutées dans trois cylindres séparés, et ( 4) des moteurs à deux et quatre temps à cycle d'Otto,

de préférence avec injection de carburant.

Le rendement calorifique de ces machines peut, dans certains cas, être multiplié par deux par rapport aux machines actuelles En effet, jusqu'à présent, on n'a pas considéré explicitement que le transfert de chaleur des gaz aux parois était très sensible à la turbulence induite Les ouvrages anciens, par exemple ceux de Ricardo ( 1954) et de Taylor ( 1966) ne considèrent même qu'à peine l'écoulement

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turbulent dans les moteurs Des mesures et des modèles-

récients montrent sans ambiguïté les diagrammes d'écoulement turbulent qui sont formés La relation entre ces écoulements, les pertes de chaleur, le rendement thermique résultant et enfin les mesures correctrices nécessaires constituent le

fondement de l'invention.

Bien entendu, diverses modifications peuvent être apportées par l'homme de l'art aux dispositifs qui viennent d'être décrits uniquement à titre d'exemples non

limitatifs sans sortir du cadre de l'invention.

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Claims (4)

REVENDICATIONS

1.Appareil volumétrique de compression ou de détente d'un gaz, caractérisé en ce qu'il comprend un dispositif ( 91,92,93) délimitant une chambre de volume variable, destiné à assurer la compression ou la détente, au moins un passage d'admission débouchant à une lumière ( 96) dans la chambre et transmettant le gaz à celle-ci, le passage d'entrée ayant une configuration et une dimension telles qu'il assure un écoulement presque laminaire du gaz dans la chambre, si bien qu'il réduit notablement le débit de chaleur transmis aux parois qui délimitent la chambre et provenant de ces parois.

2 Appareil selon la revendication 1, caractérisé en ce que la chambre de volume variable est délimitée par un piston ( 91) mobile dans un cylindre ( 92), et le passage d'entrée a une section comprise entre la moitié

de la section du piston et cette même section.

3 Appareil selon la revendication 2, caractérisé en ce que le passage d'entrée est placé sur 3600 autour de l'extrémité supérieure du cylindre, et délimite une chambre, et l'appareil comprend en outre une soupape à boisseau ( 95) mobile devant la lumière entre les positions

d'ouverture et de fermeture.

4 Appareil selon la revendication 3, caractérisé en ce que la chambre délimitée par le passage d'entrée est destinée à transmettre le gaz dans la chambre de volume variable avec une composante de vitesse tangentielle au cylindre de manière qu'un tourbillon axial soit formé et qu'il ne puisse pas se former un tourbillon radial qui

pourrait provoquer un échange de chaleur.

Appareil selon la revendication 4, formant un moteur à cycle d'Otto, caractérisé en ce qu'il comprend en outre un dispositif ( 317) d'introduction d'un carburant dans le cylindre ( 302) pratiquement suivant l'axe de celui-ci afin que le carburant et la combustion soient localisés au moins en partie dans une région distante des parois du cylindre, alors que la combustion est favorisée

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par centrifugation des gouttelettes de carburant non brûlé vers l'extérieur à partir de l'axe, vers des endroits o de l'air contenant encore de l'oxygène est disponible pour

l'entretien de la combustion.

6 Appareil selon l'une des revendications

4 et 5, caractérisé en ce qu'il comprend un vilebrequin ( 32) couplé au piston et destiné à déplacer celui-ci dans le cylindre, et un dispositif d'accouplement de la soupape à boisseau ( 307) au vilebrequin afin qu'elle soit commandée

en synchronisme avec le déplacement alternatif du piston.

7 Appareil selon la revendication 6, caractérisé en ce que l'accouplement comporte un arbre

à came en tête.

8 Moteur diesel à deux temps, caractérisé en ce qu'il comprend un ensemble piston-cylindre ( 201,211) de suralimentation, un ensemble piston-cylindre ( 202,209) de combustion qui reçoit le gaz du cylindre de suralimentation et assure sa combustion, et un ensemble piston-cylindre ( 203, 210) d'échappement qui reçoit les gaz d'échappement du cylindre de combustion, le rapport de compression dans le cylindre de suralimentation étant supérieur à celui du cylindre de combustion et étant compris entre environ 3/1

et 8/1, le rapport de compression dans le cylindre de combus-

tion étant de l'ordre de 3/1 à 4/1 environ, le rapport total de compression étant de l'ordre d'environ 16/1 à 20/1, et le cylindre d'échappement ( 210) a un rapport volumique de détente compris entre environ 6/1 et 9/1 afin que les gaz d'échappement soient détendus à une pression proche

de la pression atmosphérique.

9 Moteur selon la revendication 8, caractérisé en ce que le cylindre ( 211) de suralimentation comporte une lumière d'admission ( 213) placée sur 3600 autour de la partie supérieure, et il comporte en outre une soupape à boisseau ( 208) mobile devant la lumière d'admission et une chambre sous pression ( 214) destinée à transmettre

un gaz à la lumière d'admission avec une composante circonfé-

rentielle de vitesse afin qu'un tourbillon axial se forme

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avec un écoulement presque laminaire dans le cylindre de suralimentation. Moteur selon la revendication 9, caractérisé en ce qu'il comprend en outre des conduits isolés ( 219) d'évacuation et une chambre isolée ( 220) de stockage destinée à contenir l'air chauffé de suralimentation afin qu'un déplacement et une purge quasi-statique du cylindre de combustion puissent être réalisés ultérieurement, le volume de la chambre de stockage étant compris entre environ 1 et 6

fois le volume balayé dans le cylindre de combustion.

11 Moteur selon l'une quelconque des

revendications 8 à 10, caractérisé en ce que le cylindre de

combustion ( 209) a une lumière d'entrée ( 225) proche de la partie inférieure de la course et communiquant avec le cylindre de suralimentation par des diffuseurs destinés à

créer un tourbillon axial dans le cylindre de combustion.

12 Moteur selon l'une quelconque des

revendications 8 à 11, caractérisé en ce que le rayon et la

course du cylindre de combustion ( 209) sont sensiblement égaux si bien que le volume mort dans la chambre de combustion, pendant la combustion, est important et les pertes de chaleur

sont réduites.

13 Moteur selon la revendication 12,

caractérisé en ce que la culasse ( 224) du cylindre de combus-

tion est pratiquement lisse, et le moteur comprend en outre une soupape d'échappement du cylindre dé combustion qui est pratiquement coaxiale avec l'axe du cylindre, et un dispositif d'injection de carburant pratiquement le long de l'axe du cylindre, si bien que le tourbillon axial n'est pratiquement

pas perturbé mais la combustion est facilitée par centrifuga-

tion des gouttelettes de carburant vers des régions dans

lesquelles l'air n'a pas été épuisé en oxygène.

14 Moteur selon la revendication 12,

caractérisé en ce que la culasse ( 224) du cylindre de combus-

tion est pratiquement lisse, et il comprend en outre un dispositif ( 228) d'injection de carburant pratiquement le long

de l'axe du cylindre de combustion, et une soupape d'échappe-

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ment ( 223) du cylindre de combustion, placée dans la culasse sensiblement à mi-chemin entre l'axe et la paroi du cylindre,

afin qu'elle permette une purge plus complète.

Moteur selon l'une-des revendications

12 et 13, caractérisé en ce que la soupape d'échappement ( 223) comporte un boisseau cylindrique qui coulisse le long de surfaces refroidies de guidage formées dans la culasse du cylindre de combustion, si bien qu'un transfert de chaleur

important assure le refroidissement de la soupape.

16 Moteur selon la revendication 8,

caractérisé en ce qu'il comprend en outre un canal d'échappe-

ment ( 234) faisant communiquer les cylindres de combustion et d'échappement, le canal d'échappement étant à paroislisses

et isolées thermiquement, un diffuseur étant destiné à trans-

mettre les gaz d'échappement du cylindre de combustion au cylindre de détente des gaz d'échappement de manière qu'un écoulement presque laminaire sous forme d'un tourbillon axial

soit formé dans le cylindre d'échappement.

17 Moteur selon la revendication 16, caractérisé en ce que le cylindre d'échappement ( 210) a un orifice annulaire d'échappement disposé sensiblement à la moitié du rayon du cylindre et dont la largeur est égale à

la moitié du rayon du cylindre.

18 Moteur à cycle d'Otto à quatre temps, caractérisé en ce qu'il comprend un ensemble piston-cylindre ( 301,302), une lumière d'admission ( 314) dans le cylindre placée tout autour de la circonférence de la partie supérieure du cylindre et ayant une hauteur qui ne dépasse pas la moitié environ du rayon du cylindre et qui est insensiblement égale

à la longueur de la course divisée par le rapport de compres-

sion, et une soupape à boisseau ( 307) mobile devant la lumière d'admission entre des positions d'ouverture et de fermeture. 19 Moteur selon la revendication 18,

caractérisé en ce qulii comprend un passage destiné à trans-

mettre l'air à la Lumière d'admission ( 314) avec une composan-

te circonféreritielle de vitesse de l'ordre d'une ou deux lois

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la vitesse radiale d'admission de manière qu'un tourbillon

axial se forme dans le cylindre.

Moteur selon la revendication 19,

caractérisé en ce qu'il comprend un dispositif ( 317) d'injec-

tion de carburant dans le cylindre de combustion près de l'axe de celuici, afin qu'une charge stratifiée soit formée et réduise à la fois la circulation de la chaleur et la fraction de polluants des gaz relativement froids et Imbr lés

au contact des parois du cylindre.

21 Moteur selon l'une quelconque des

revendications 18 à 20, caractérisé en ce qu'il comprend une

bougie d'allumage ( 318) placée près de l'endroit d'injection du carburant et ayant des surfaces d'électrodes qui sont sensiblement au niveau de la surface de la culasse si bien que le frottement du tourbillon axial sur la surface de la

culasse est réduit.

22 Moteur selon l'une quelconque des

revendications 18 à 20, caractérisé en ce qu'il comprend en

outre une soupape d'échappement ( 319) ayant une surface tournée du côté de combustion qui est lisse et sensiblement au niveau de la surface de la culasse afin que le frottement contre le courant de gaz formé dans le cylindre soit réduit, la soupape étant placée à peu près au milieu du rayon afin

que l'évacuation des gaz d'échappement soit facilitée.

23 Moteur à cycle d'Otto à deux temps, caractérisé en ce qu'il comprend une lumière d'aspiration ouverte sur 3600 et ayant une hauteur égale à peu près à la moitié du rayon du cylindre et placée près de la partie supérieure du piston ( 401) à la partie inférieure de la course de celuici, et une chambre ( 411) d'alimentation débouchant par la lumière et ayant des ailettes ( 416) faisant un angle d'environ 45 à 60 avec la direction radiale afin que la formation d'un tourbillon axial à écoulement presque laminaire d'air d'admission et de purge soit formée et pénètre à la

partie inférieure de la course du piston.

24 Moteur selon la revendication 23,

caractérisé en ce qu'il comprend un dispositif de suralimen-

tation destiné à comprimer préalablement l'air d'admission

71 2512882

et de purge transmis par la lumière d'admission dans le cylindre.

Moteur selon l'une des revendications

23 et 24, caractérisé en ce que la chambre d'alimentation ( 411) et la lumière d'admission ont une dimension et une configuration telle que l'air d'admission et de purge est introduit avec une composante circonférentielle de vitesse comprise entre environ 1 et 2 fois la composante radiale

de la vitesse.

26 Moteur selon l'une des revendications

23 et 24, caractérisé en ce qu'il comprend en outre un dispositif ( 407) placé dans la culasse et destiné à injecter du carburant dans le cylindre à un emplacement proche de l'axe du tourbillon axial, afin qu'une charge stratifiée dans laquelle peu de carburant atteint les gaz-relativement froids qui sont au contact de la paroi du cylindre, soit formée. 27 Moteur selon la revendication 26, caractérisé en ce qu'il comprend en outre une bougie d'allumage ( 409) placée dans la culasse près de l'injecteur de carburant et ayant des surfaces d'électrodes qui se trouvent pratiquement au niveau de la surface de la culasse afin que la perturbation du tourbillon axial à écoulement presque laminaire soit limité et que les gaz d'échappement

puissent s'écouler librement.

28 Compresseur de gaz destiné à transmet-

tre un gaz ou de l'air comprimé d'une manière pratiquement adiabatique, caractérisé en ce qu'il comprend un ensemble piston-cylindre ( 91,92,93), une lumière d'admission ( 96) placée sur 3600 autour de l'extrémité supérieure du cylindre,

une soupape à boisseau ( 95) mobile devant la lumière d'admis-

sion, un dispositif destiné à conduire l'air vers la lumière d'admission avec une composante importante de vitesses circonférentiellement au cylindre afin que la formation d'un tourbillon axial à écoulement presque laminaire d'air ou de gaz admis soit formée et réduise au minimum la transmission de la chaleur entre l'air ou le gaz et les

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parois du cylindre, au moins une soupape à lame placée dans la culasse ( 93) et destinée à l'enlèvement du gaz ou de l'air dans la direction du courant tourbillonnaire, et un passage de distribution d'air ou de gaz comprimés, isolé et formé dans la culasse.

29 Machine à palettes articulées, desti-

nées à assurer une compression ou une détente presque parfaitement adiabatique d'un gaz, caractérisée en ce qu'elle comprend un carter ( 72), un rotor ( 67) portant des

l Opalettes articulées ( 63-65), un passage d'admission débou-

chant dans une zone de compression-détente de la machine

délimitée par le rotor et le carter, et un passage d'évacua-

tion partant de la zone de compression-détente, les deux passages ayant, sur leur longueur, des sections telles qu'un courant presque laminaire, a une vitesse correspondant sensiblement à celle des palettes du rotor, est entretenue dans les passages si bien que l'échange de chaleur entre le gaz et le rotor, les palettes et les parois du carter de la

machine est réduit.

30 Machine selon la revendication 29, caractérisé en ce que les parois du carter ( 72) qui sont au contact du gaz sont formées d'une matière possédant une faible conductibilité thermique, afin que la transmission de

la chaleur dans les parois soit réduite et que le court-

circuit thermique formé par les parois soit minimal.

31 Pompe à chaleur à cycle de Brayton, caractérisé en ce que la machine de compression ( 81) et la machine de détente ( 86) sont des machines à palettes

articulées selon l'une des revendications 29 et 30.

32 Pompe à chaleur selon la revendication

31, caractérisée en ce qu'elle comprend en outre un disposi-

tif comportant un accouplement isolé d'arbre et une isolation du bo Ttier afin que la machine de compression et la machine de détente soient isolées et que le court-circuit thermique

entre les machines de compression et de détente soit minimal.