La présentation est en train de télécharger. S'il vous plaît, attendez

La présentation est en train de télécharger. S'il vous plaît, attendez

BEI Moteur à Pistons 24/01/2005 Le 24/01/2005. Présentation du BEI Objectifs Mise en œuvre.

Présentations similaires


Présentation au sujet: "BEI Moteur à Pistons 24/01/2005 Le 24/01/2005. Présentation du BEI Objectifs Mise en œuvre."— Transcription de la présentation:

1 BEI Moteur à Pistons 24/01/2005 Le 24/01/2005

2 Présentation du BEI Objectifs Mise en œuvre

3 Le moteur à pistons (4 temps) Essence/Diesel Fonctionnement : Admission Compression Explosion Echappement

4 Etude de moteurs à pistons Dimensionnement thermodynamique Injection Soupapes Optimisation soupapes Turbocompresseur Combustion Refroidissement

5 Dimensionnement thermodynamique Réaction de combustion Etude du cycle idéal Etude du cycle mixte Etude du cycle réel Considérations mécaniques

6 Réaction de combustion Hypothèses : Réaction unique (pas de dissociations) Gaz parfait (isooctane + air) Réaction considérée : Stoechiométrique

7 Etude thermodynamique Objectifs de létude (travail, pression …) Energie dégagée par la réaction Hypothèses thermodynamiques : Compression et détente isentropiques ρ, C p, C v constants Combustion instantanée à V constant Etude des différents cycles

8 Etude du cycle idéal Cycle : Admission Compression Explosion (infiniment rapide à V constant) Détente Echappement

9 Mise en équations Rendement : Travail : Pression efficace (Imep) : Pression maximale : Consommation :

10 Résultats (voiture de tourisme) Puissance et pression maximale trop élevées DonnéesContraintesFormules Taux compression10Cylindrée(L)2Mi (kg)0,00230 Alésage0,086Puissance (ch)100,000W (J) par cycle3324, Course0,086Pression max (bar)35Peff (bar)16,635 Cv (kJ/kg/K)0,986Vitesse max (m/s)27, Rendement0,499 Cp1,2818Régime maxi (tr/min)6000P maxi (bar)90, Rhô (kg/m3)1,15Nbre cylindres4Conso (kg/h)25, ΔE ( kJ/kg)2900 Vitesse max (m/s)27, T1 (K)298 Cylindrée (L)1,9982 P échap (bar)1,013 Puissance (ch)226, Mr (kg)0,

11 Etude du cycle mixte Cycle à pression limitée Combustion en deux étapes : Compression isochore Détente isobare à P maxi

12 Mise en équations Travail : On introduit : et Doù le rendement :

13 Résultats (voiture de tourisme) Résultats plus réalistes DonnéesContraintesFormules Taux compression10Cylindrée(L)2Mi (kg)0,00230 Alésage0,086Puissance (ch)100,000Tc (K)594,58817 Course0,086Vitesse max (m/s)27, Pc (bar)20,21201 Cv (kJ/kg/K)0,986Régime maxi (tr/min)6000x0, Cp1,2818Nbre cylindres4Td (K)882,527 Rhô (kg/m3)1,15P maxi (bar)30Td' (K)2923,479 ΔE ( kJ/kg)2900 Beta3,31262 T1 (K)298 Alpha1,48427 P échap (bar)1,013 W (J) par cycle2583,993 Mr (kg)0, Rendement0,388 Peff (bar)12, Conso (kg/h)25, Vitesse max (m/s)27, Cylindrée (L)1,9982 Puissance (ch) thermo175,

14 Etude du cycle réel Différences cycles mixte et réel : cycle réel ne suit pas cycle mixte considération des dissociations rendements mécaniques

15 DonnéesContraintesFormules Taux compression10,5Cylindrée(L)2Mi (kg)0,00230 Alésage0,086Puissance (ch)100,000Tc (K)677,45439 Course0,086Vitesse max (m/s)27, Pc (bar)24,18035 Cv (kJ/kg/K)0,950Régime maxi (tr/min)6000x0, Cp1,2818Nbre cylindres4Td (K)1400,837 Rhô (kg/m3)1,15P maxi (bar)50Td' (K)3127,149 ΔE ( kJ/kg)2900 Beta2,23234 T1 (K)298 Alpha2,06779 P échap (bar)1,013 W (J) par cycle3339,332 Mr (kg)0, Rendement0,501 Peff (bar)16, Tflam (Ferg.-oct) (K)2266, Conso (kg/h)25, ΔE (Ferg) ( kJ/kg)2522, Vitesse max (m/s)27, Cylindrée (L)1,9982 Coefficients Puissance (ch) thermo227, Mécanique0,9 Dissociations0, Final Cycle réel0,8 Wfinal (J) par cycle2091, Puissance finale (ch)142, Rendement final0, Approche plus réaliste

16 Considérations mécaniques Vitesse du piston : Application numérique (voiture de tourisme) :

17 Approfondissements Injection Soupapes Optimisation soupapes Turbocompresseur Combustion Refroidissement

18 Injection Eléments théoriques Injection indirecte Injection directe

19 Eléments théoriques Spray de gouttes dans un écoulement Histogramme de diamètres Histogramme de vitesses => Dimensionnement de linjecteur

20 Eléments théoriques Principes de linjection indirecte et directe

21 Pourquoi linjection directe ? Gestion fine du carburant (modes) Gain en puissance et consommation Diminution de la pollution (sauf NOx) Mais difficultés de mise en œuvre pression élevée précision requise

22 Eléments théoriques Equation de trajectoire de goutte :

23 Eléments théoriques Equation dévaporation (loi de Spalding):

24 Injection indirecte Dispositif détude Ecoulement stationnaire Ecoulement instationnaire Résultats Dimensionnement

25 Dispositif détude UfUf 5 cm

26 Écoulement stationnaire Trajectoire en fonction du diamètre

27 Ecoulement instationnaire Vitesse imposée par louverture et la fermeture de la soupape.

28 Diamètre de goutte: 20 microns Retard: 1.5 msRetard: 0 ms

29 Diamètre de goutte : 20 microns Retard: 3 ms Vaporisation pas totalement terminé

30 Schéma dinjection vaporisation = 5.8 ms Retard: 1ms injection = 5.5 ms

31 Dimensionnement pour moteurs 8 cylindres (2,9L) Injection diamètre moyen des gouttes 20 μm diamètre du nez de l'injecteur 405 μm pression d'injection 12,2 bars vitesse en sortie d'injection 43,2 m/s temps de vaporisation 5.8 ms temps d'injection 5.5 ms retard 1 ms

32 Injection directe Tumble Equation du vortex :

33 Objectifs Obtenir une répartition homogène Eviter limpact des gouttes à la paroi Moyens taille goutte vitesse injection angle injection Injection directe

34 Bilan approximatif : ordre de grandeur Dans lindustrie : Diamètre dune goutte =>environ 25 micron Vitesse injection =>60 à 100 m/s soit une pression de 50 à 100 bar

35 Injection directe Détermination du diamètre par une loi dévaporation Loi de Spalding dévolution du rayon pour lisooctane: Temps dinjection On veut injecter pendant ¼ cycle soit 90° dangle vilebrequin à 5000 rpm Diamètre

36 Choix de la vitesse Contrainte injecteur Volume variable V=150m/s

37 Choix de langle Contrainte bougie Effet de levée du piston Angle de 40° avec ouverture de 30°

38 Injection directe Bilan Diamètre moyen de la goutte :25 micron Vitesse injection =>150 m/s Angle de 40° et ouverture du spray 30° Temps dinjection de 3ms Attention Etude préliminaire Pas de prise en compte de la forme du piston Pas de prise en compte de la forme de linjecteur

39 Soupapes Introduction Mise en équations : Équations de conservations Hypothèses simplificatrices Discrétisation Résultats : Cas test 1 puis 10 cycles Dimensionnement des soupapes Conclusion

40 Introduction : principe des soupapes

41 Exemple de soupape

42 Position du problème Moteur de voiture de sport : Cylindrée : 3 litres Course 7,1 cm Alésage 8,2 cm Longueur de bielle : 17,75 cm Taux de compression : 12 N=7000 tr/min Problème du remplissage : les soupapes doivent avoir le temps de remplir et de vider le cylindre

43 Equations générales Conservation de la masse du mélange : Conservation de la masse de l'espèce i : Conservation de l'énergie totale du mélange : Volume : calculé à partir de la course, de l'alésage, de l'angle vilebrequin et du taux de compression

44 Hypothèses simplificatrices Gaz parfait 1 seule réaction sans dissociation Cp, gamma, M etc. égaux à ceux de l'air et constants Pas de croisement des soupapes Pas de fuites massiques Pertes thermiques modélisées Modèle d'Eddy Break up :

45 Discrétisation des équations Masse du mélange : Espèce i : Energie -> pression :

46 Résultats

47 Cas test : isentropique Hypothèses : adiabatique (hglobal=0 W.m -2.K -1 )W.m -2.K pas d'ouverture des soupapes pas de combustion Résultats :

48 Exemple étudié N=7000 tours/min 2 soupapes de diamètre 35 mm Diamètre des tiges 5 mm

49 1 cycle complet : géométrie

50 1 cycle complet : thermodynamique

51 1 cycle complet thermodynamique : synthèse des résultats Débit> 0 à l'admission, débit<0 à l'échappement Masse constante pendant compression et combustion Pic de température pour la combustion P fin échappement l'air peut entrer pour l'admission car dépression

52 10 cycles successifs : géométrie

53 10 cycles successifs : thermodynamique

54 10 cycles successifs Thermodynamique : synthèse des résultats Problème pour 1 seul cycle : conditions initiales : pendant l'admission, l'air extérieur entre dans le cylindre froid. Si plusieurs cycles : l'air extérieur se mélange aux gaz résiduels chauds. A partir du 4ème cycle, convergence et stabilisation Similarité de chaque cycle

55 Dimensionnement des soupapes

56 Tests de plusieurs soupapes Optimisation pour : Soupapes plus grandes Soupapes d'échappement plus petites que celles d'admission, plutôt que le contraire 3000 tpm5000 tpm7000 tpm9000 tpm 1 soupape D=3.5 cm soupape D=5.0 cm soupapes D=3.3 cm soupapes D=3.5 cm Admiss 2 x D=3.5cm Echap. 2 x D=1.5cm Admiss 2 x D=1.5cm Echap. 2 x D=3.5cm

57 Soupapes : conclusion Code validé pour le cas isentropique Résultats géométriques et thermodynamiques cohérents Stabilisation au bout de quelques cycles Dimensionnement des soupapes pour un remplissage optimal : 2 soupapes d'admission de 35 mm 2 soupapes d'échappement de 15 mm Approfondissement : utilisation d'un turbo

58 Optimisation soupapes et turbocompresseur Evolution du code Améliorations au niveau des soupapes Introduction dune suralimentation par turbocompresseur Optimisation de la puissance sur le moteur atmosphérique Le croisement aux soupapes Lavance à lallumage Influence du turbocompresseur Le problème découlement sonique La contrainte de pression maximale dans le cylindre Optimisation de lavance à lallumage selon le régime moteur

59 Optimisation soupapes Evolution du code Améliorations au niveau des soupapes Loi de levée

60 Optimisation soupapes

61 Croisement des soupapes

62 Optimisation soupapes

63

64 Turbocompresseur Introduction dune suralimentation par turbocompresseur Un peu de théorie

65 Turbocompresseur Conservation de lénergie

66 Turbocompresseur Implémentation dans le code Pas de bouclage par turbocompresseur Echappement dans latmosphère Admission : Pression de suralimentation réglable

67 Optimisation soupapes Optimisation de la puissance sur le moteur atmosphérique Le croisement aux soupapes

68 Optimisation soupapes

69 Lavance à lallumage

70 Optimisation soupapes

71 Turbocompresseur Influence du turbocompresseur

72 Turbocompresseur Le problème découlement sonique Si Paval/Pamont < 0.518, écoulement sonique

73 Turbocompresseur La contrainte de pression maximale dans le cylindre

74 Turbocompresseur

75 Optimisation de lavance à lallumage selon le régime moteur

76 Turbocompresseur

77

78

79 Combustion Carburants Vitesse de flamme Modélisation analytique Modélisation numérique (2 approches) : cas laminaire cas turbulent Etude des dissociations

80 Carburants Deux paramètres : pouvoir calorifique indice doctane

81 Vitesse de flamme avec : α coefficient de température égale à (φ-1) β coefficient de pression égale à (φ-1) φ richesse du mélange

82 Modèle de flamme sphérique Masse de gaz brûlés : Doù : Conservation de la masse : On en déduit : Gaz Brûlés R(t) Front de flamme à la vitesse S l Gaz frais

83 Modèle de flamme sphérique En prenant une vitesse laminaire de 1 m/s, on obtient un temps de combustion de 22 ms ce qui correspond à peu près à deux tours et demi de vilebrequin pour notre régime nominal de 6000tr/min. Variation de masse à travers la sphère : avec :

84 Modèle numérique (laminaire) Hypothèses : Gaz parfait Front de flamme sphérique progressant à S l Evolution isentropique des gaz frais Pression égale gaz frais/gaz brûlés

85 Modèle numérique (laminaire) Equations implémentées :

86 Code de calcul: Conditions initiales: Pression et température (GF) de compression isentropique Température des gaz brûlés Masses volumiques -> loi détat GP Masse: on choisit Ri et on a la masse à partir de la loi détat Variation de la masse GF/GB Calcul de la pression Calcul température GF/GB Calcul masses volumiques Calcul vitesse de flamme Calcul du rayon Do while Mgf k

87 Résultats: laminaire

88 Cas turbulent Réalité : flamme turbulente le plissement : létirement :

89 Résultats: turbulent

90 Etude des dissociations Utilisation de Chemkin Ensemble de programmes et de librairies pour le calcul découlement réactifs

91 Résultats

92 Combustion : le cliquetis Quest-ce que le cliquetis ? Ondes de pression Dégâts par arrachement de métal Sites auto- inflammation 1)Propagation du front de flamme 2) Mélange repoussé contre les parois. P et T grands -> auto inflammation 3) Ondes de pression très vives -> nouveaux points chauds 4) Micro explosions qui détruisent le métal

93 Combustion : le cliquetis Facteurs influençant le cliquetis Taux de compression important -> pressions fortes dans la chambre Avance à lallumage La forme de la chambre Température du piston Turbulence Indice d'octane Bilan Phénomène important à prendre en compte pour le dimensionnement moteur

94 Allumage par bougie Dimensionnement dune bougie Pour allumer il faut apporter une valeur minimum dénergie en un point donné. Nécessité dun rayon critique dallumage-> dimensionnement de la bougie Calcul du rayon :

95 Interaction flamme - paroi Explications : Grande différence de température entre chambre(2500K) et parois cylindre (500K) Sur une distance de moins de 1mm la flamme séteint près de la paroi hydrocarbures imbrûlés, pollution fort flux thermique à la paroi => fort gradient => problème matériau problème complexe Distance de coincement :

96 Refroidissement du moteur Chaleur à évacuer Dimensionnement de la pompe à eau Radiateur

97 Chaleur à évacuer du piston r3 r2 r1 h eau h paroi

98 Chaleur à évacuer Conduction des parois : Convection : Paroi / Eau : Paroi / Gaz brûlés :

99 Chaleur à évacuer Formule de Woschni p ? T ? Pression moyenne sur le cycle Température moyenne sur le cycle Moyenne des pressions sur chaque phase moyenne sur le cycle

100 Phase dadmission : Phase de compression et détente : Combustion : Echappement : Chaleur à évacuer

101 Formule de Woschni : Environ ¼ de la puissance produite par le piston

102 La pompe Contraintes : Débit fixé par la chambre de refroidissement Pertes de charge minimales (encombrement) Coudes, circuit (+20%), radiateur... Puissance < 7% de celle du moteur

103 Etude de la pompe Calcul des pertes de charge : Calcul de K sing d'un coude (180°-petit rayon) : Calcul de λ en turbulent (Re=275000) : Karman-Prandtl :

104 Etude de la pompe Formulation des pertes de charge totales : Calcul de la puissance de la pompe : avec donc

105 Etude de la pompe Dimensionnement : Chambre en série Conduites de moins de 2 cm Radiateur de 21cm*21cm Puissance de la pompe : J/kg P pompe = 6 % P moteur

106 Radiateur Contraintes : 72 kW à évacuer Encombrement Prix

107 Etude dun radiateur seul Hypothèses : Régime permanent : Problème monodimensionnel : Paroi parfaitement conductrice : Conditions critiques :

108 Etude dun radiateur seul Calcul du coefficient déchange convectif h Nombre de Nusselt moyen : Régime découlement :

109 Etude dun radiateur seul Coefficient convectif h :

110 Etude dun radiateur seul Flux total évacué par le radiateur : Flux par unité de surface :

111 Etude dun radiateur avec ailettes Ailettes en aluminium : Intérêt : augmenter la surface déchange

112 Etude dun radiateur avec ailettes Flux évacué par une ailette : Régime découlement : Nombre de Nusselt moyen :

113 Etude dun radiateur avec ailettes Coefficient convectif : Résistance thermique :

114 Etude dun radiateur avec ailettes Flux évacué par une ailette Flux total évacué par le radiateur :

115 Etude dun radiateur avec ailettes Dimensions retenues :

116 Conclusion

117 Merci pour votre présence Questions


Télécharger ppt "BEI Moteur à Pistons 24/01/2005 Le 24/01/2005. Présentation du BEI Objectifs Mise en œuvre."

Présentations similaires


Annonces Google