BEI Moteur à Pistons Le 24/01/2005.

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1 BEI Moteur à Pistons 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 l’étude (travail, pression …) Energie dégagée par la réaction Hypothèses thermodynamiques : Compression et détente isentropiques ρ, Cp, Cv 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 Données Contraintes Formules Taux compression 10 Cylindrée(L) 2 Mi (kg) 0,00230 Alésage 0,086 Puissance (ch) 100,000 W (J) par cycle 3324,036746 Course Pression max (bar) 35 Peff (bar) 16,635 Cv (kJ/kg/K) 0,986 Vitesse max (m/s) 27, Rendement 0,499 Cp 1,2818 Régime maxi (tr/min) 6000 P maxi (bar) 90, Rhô (kg/m3) 1,15 Nbre cylindres 4 Conso (kg/h) 25, ΔE ( kJ/kg) 2900 T1 (K) 298 Cylindrée (L) 1,9982 P échap (bar) 1,013 226, Mr (kg) 0,

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

12 Mise en équations Travail : On introduit : et D’où le rendement :

13 Résultats (voiture de tourisme)
Résultats plus réalistes Données Contraintes Formules Taux compression 10 Cylindrée(L) 2 Mi (kg) 0,00230 Alésage 0,086 Puissance (ch) 100,000 Tc (K) 594,58817 Course Vitesse max (m/s) 27, Pc (bar) 20,21201 Cv (kJ/kg/K) 0,986 Régime maxi (tr/min) 6000 x 0,097899 Cp 1,2818 Nbre cylindres 4 Td (K) 882,527 Rhô (kg/m3) 1,15 P maxi (bar) 30 Td' (K) 2923,479 ΔE ( kJ/kg) 2900 Beta 3,31262 T1 (K) 298 Alpha 1,48427 P échap (bar) 1,013 W (J) par cycle 2583,993 Mr (kg) 0, Rendement 0,388 Peff (bar) 12, Conso (kg/h) 25, Cylindrée (L) 1,9982 Puissance (ch) thermo 175,

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

15 Approche plus réaliste
Données Contraintes Formules Taux compression 10,5 Cylindrée(L) 2 Mi (kg) 0,00230 Alésage 0,086 Puissance (ch) 100,000 Tc (K) 677,45439 Course Vitesse max (m/s) 27, Pc (bar) 24,18035 Cv (kJ/kg/K) 0,950 Régime maxi (tr/min) 6000 x 0,236970 Cp 1,2818 Nbre cylindres 4 Td (K) 1400,837 Rhô (kg/m3) 1,15 P maxi (bar) 50 Td' (K) 3127,149 ΔE ( kJ/kg) 2900 Beta 2,23234 T1 (K) 298 Alpha 2,06779 P échap (bar) 1,013 W (J) par cycle 3339,332 Mr (kg) 0, Rendement 0,501 Peff (bar) 16, Tflam (Ferg.-oct) (K) 2266, Conso (kg/h) 25, ΔE (Ferg) ( kJ/kg) 2522, Cylindrée (L) 1,9982 Coefficients Puissance (ch) thermo 227, Mécanique 0,9 Dissociations 0,869856 Final Cycle réel 0,8 Wfinal (J) par cycle 2091,411079 Puissance finale (ch) 142, Rendement final 0, 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 l’injecteur

20 Eléments théoriques Principes de l’injection indirecte et directe

21 Pourquoi l’injection 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 d’évaporation (loi de Spalding):

24 Injection indirecte Dispositif d’étude Ecoulement stationnaire
Ecoulement instationnaire Résultats Dimensionnement

25 Dispositif d’étude Uf 5 cm

26 Écoulement stationnaire
Trajectoire en fonction du diamètre

27 Ecoulement instationnaire
Vitesse imposée par l’ouverture et la fermeture de la soupape.

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

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

30 Schéma d’injection  injection = 5.5 ms  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 Injection directe Objectifs Moyens Obtenir une répartition homogène
Eviter l’impact des gouttes à la paroi Moyens taille goutte vitesse injection angle injection

34 Injection directe Bilan approximatif : ordre de grandeur
Dans l’industrie : Diamètre d’une 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 d’évaporation
Loi de Spalding d’évolution du rayon pour l’isooctane: Temps d’injection On veut injecter pendant ¼ cycle soit 90° d’angle vilebrequin à 5000 rpm Diamètre

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

37 Choix de l’angle Choix de l’angle Contrainte bougie
Effet de levée du piston Angle de 40° avec ouverture de 30°

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

39 Soupapes Introduction Mise en équations : Résultats : Conclusion
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 : N=7000 tr/min
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) 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 < Pext -> 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 tpm 5000 tpm 7000 tpm 9000 tpm 1 soupape D=3.5 cm 0.849 0.791 0.725 0.649 1 soupape D=5.0 cm 0.862 0.812 0.783 0.762 2 soupapes D=3.3 cm 0.859 0.810 0.780 0.755 2 soupapes D=3.5 cm 0.860 0.761 Admiss 2 x D=3.5cm Echap. 2 x D=1.5cm 0.854 0.806 0.777 0.757 Admiss 2 x D=1.5cm Echap. 2 x D=3.5cm 0.847 0.608 0.465 0.383

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 d’une suralimentation par turbocompresseur Optimisation de la puissance sur le moteur atmosphérique Le croisement aux soupapes L’avance à l’allumage Influence du turbocompresseur Le problème d’écoulement sonique La contrainte de pression maximale dans le cylindre Optimisation de l’avance à l’allumage selon le régime moteur

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

60 Optimisation soupapes

61 Optimisation soupapes
Croisement des soupapes

62 Optimisation soupapes

63 Optimisation soupapes

64 Turbocompresseur Introduction d’une suralimentation par turbocompresseur Un peu de théorie

65 Turbocompresseur Conservation de l’énergie

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

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

68 Optimisation soupapes

69 Optimisation soupapes
L’avance à l’allumage

70 Optimisation soupapes

71 Turbocompresseur Influence du turbocompresseur

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

73 Turbocompresseur La contrainte de pression maximale dans le cylindre

74 Turbocompresseur

75 Turbocompresseur Optimisation de l’avance à l’allumage selon le régime moteur

76 Turbocompresseur

77 Turbocompresseur

78 Turbocompresseur

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 d’octane

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
Front de flamme à la vitesse Sl Gaz Brûlés R(t) Gaz frais Masse de gaz brûlés : D’où : Conservation de la masse : On en déduit :

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 Sl 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
Do while Mgfk<Mgfinitiale Conditions initiales: Pression et température (GF) de compression isentropique Température des gaz brûlés Masses volumiques -> loi d’état GP Masse: on choisit Ri et on a la masse à partir de la loi d’état Variation de la masse GF/GB Calcul de la pression Calcul température GF/GB Calcul masses volumiques Calcul vitesse de flamme Calcul du rayon

87 Résultats: laminaire

88 Cas turbulent Réalité : flamme turbulente le plissement :
l’étirement :

89 Résultats: turbulent

90 Etude des dissociations
Utilisation de Chemkin Ensemble de programmes et de librairies pour le calcul d’écoulement réactifs

91 Résultats

92 Combustion : le cliquetis
Qu’est-ce que le cliquetis ? Ondes de pression Sites auto-inflammation Dégâts par arrachement de métal 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 l’allumage 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 d’une bougie Calcul du rayon :
Pour allumer il faut apporter une valeur minimum d’énergie en un point donné. Nécessité d’un rayon critique d’allumage-> 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 s’éteint 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
heau hparoi

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 Chaleur à évacuer Phase d’admission :
Phase de compression et détente : Combustion : Echappement :

101 Chaleur à évacuer 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 Ksing 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 Ppompe = 6 % Pmoteur

106 Radiateur Contraintes : 72 kW à évacuer Encombrement Prix

107 Etude d’un radiateur seul
Hypothèses : Régime permanent : Problème monodimensionnel : Paroi parfaitement conductrice : Conditions critiques :

108 Etude d’un radiateur seul
Calcul du coefficient d’échange convectif h Régime d’écoulement : Nombre de Nusselt moyen :

109 Etude d’un radiateur seul
Coefficient convectif h :

110 Etude d’un radiateur seul
Flux par unité de surface : Flux total évacué par le radiateur :

111 Etude d’un radiateur avec ailettes
Intérêt : augmenter la surface d’échange Ailettes en aluminium :

112 Etude d’un radiateur avec ailettes
Flux évacué par une ailette : Régime d’écoulement : Nombre de Nusselt moyen :

113 Etude d’un radiateur avec ailettes
Coefficient convectif : Résistance thermique :

114 Etude d’un radiateur avec ailettes
Flux évacué par une ailette Flux total évacué par le radiateur :

115 Etude d’un radiateur avec ailettes
Dimensions retenues :

116 Conclusion

117 Merci pour votre présence
Questions