Acoustique des transports bm2773

7/18/2019 Acoustique des transports bm2773

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27/09/2008DOCUMENTATIONDossier délivré pour

Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.© Techniques de l’Ingénieur BM 2 7 73 − 1

Vibro-acoustique des moteursd’automobile

par Quent in LECLÈRELVA, Bâtiment Saint-Exupéry, INSA de Lyon

Laurent POLACRenault DM, Rueil Malmaison

Bernard LAULAGNETLVA, Bâtiment Saint-Exupéry, INSA de Lyon

et Jean-Louis GUYADERLVA, Bâtiment Saint-Exupéry, INSA de Lyon

e dossier donne une description de la vibro-acoustique des groupes moto- propulseurs d’automobiles. Une présentation des phénomènes à l’origine

du bruit émis est effectuée, on décrit ainsi, les sources internes, lecomportement dynamique de la structure et le rayonnement acoustique del’enveloppe externe du moteur.

La complexité des moteurs d’automobiles conduit à la multiplicité dessources. Celles-ci sont décrites, analysées et quantifiées, puis les solutions

techniques en vue de leurs réductions sont exposées. Ce document détaillesuccessivement les efforts d’inertie, les bruits de combustion, des systèmesd’in jection, de distribution et d’alimentation. Les présentations du phénomènede « piston slap », puis finalement du bruit des boîtes de vitesse terminent cet exposé assez exhaustif malgré la largeur du sujet traité.

1. Comportement dynamique du groupemotopropulseur (GMP) ........................................................................... BM 2 773-2

2. Rayonnement acoustique du groupemotopropulseur (GMP) ........................................................................... — 3

3 . Ef for ts d’in er ti e ........................................................................................ — 5

4 . Br ui t de com bust ion................................................................................ — 7

5. Bruit de système d’injection Diesel rampe commune................... — 11

6 . Le pist on slap ............................................................................................ — 14

7. Bruits d’entraînement de distr ibution ............................................... — 14

8. S ifflement du turbocompresseur ........................................................ — 15

9. Bruit des boîtes de vitesses.................................................................. — 17

10. Conclusion ................................................................................................. — 18

Références bibliographiques ......................................................................... — 19

C




VIBRO-ACOUSTIQUE DES MOTEURS D’AUTOMOBILE __________________________________________________________________________________________

Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.BM 2 7 73 − 2 © Techniques de l’Ingénieur

1. Comportement dynamiquedu groupe mot opropulseur(GMP)

Le comportement dynamique du GMP, lorsqu’il est sollicité parles efforts internes, conditionne en grande partie, comme nous leverrons au paragraphe 2.1, le rayonnement acoustique du moteur,si l’on fait exception du bruit propre aux accessoires. Les effortsinternes sont principalement les efforts de combustion et d’inertiequi s’appliquent pour les premiers sur la culasse, les chemises ( pis-ton slap) et les paliers du vilebrequin, et pour les seconds sur lespaliers du vilebrequin principalement. En basse fréquence(0,400 Hz), en considérant l’attelage mobile constitué de piècesrigides (pistons, bielles, manetons) et le carter cylindre tout autant,sans jeux fonctionnels, le calcul des efforts résultants decombustion et d’inertie est permis. Une des principales sourcesd’imprécision sur la prévision du comportement dynamique du

GMP est liée à la difficulté de les connaître dans la plage de fré-quence intéressant l’acousticien s’étendant jusqu’à 4 kHz, lorsquela déformation des pièces décrites devient notoire et que les jeuxfonctionnels contribuent à des chocs entre pistons et chemises oubien entre paliers et vilebrequin. (De nombreuses études sontdévolues à la détermination de ces efforts ou tout du moins tententd’en donner des ordres de grandeur [16]. Néanmoins, il faut noterque le problème reste particulièrement déterministe, au sens où lelieu des efforts est parfaitement connu pour la plage de fréquencementionnée. L’indétermination porte principalement sur le contenuspectral des efforts (en module et phase), qui s’étend d’autant plushaut en fréquence que les impacts sont brefs : impacts quiéchappent à une modélisation mécanique simple. Heureusement,ici s’arrêtent les sources d’imprécision puisque hormis l’excitation,le comportement dynamique du GMP se prête plutôt bien à lamodélisation. Les codes de calcul en éléments finis et la puissancedes ordinateurs actuels permettent de décrire correctement lesvibrations du GMP jusqu’à des fréquences assez hautes. La

considération de l’amortissement altère, il est vrai, la qualité decette dernière ! On rappelle que la dynamique du GMP est linéairedu fait des petits déplacements en jeu, si l’on excepte les joints quiposent évidemment problème. On peut donc considérer que lesmodèles de GMP présentant suffisamment de détails géométri-ques et maillés avec la précision voulue permettent de répondreaux besoins escomptés.

On donne en figure 1 un exemple de mode de structure calculépar éléments finis pour un carter dont le modèle numérique estconstitué de 15 000 nœuds et de 11 000 éléments.

Pour le carter seul, le premier mode de structure est situé à450 Hz et représente un mode de torsion, les modes suivants sontdes modes dits de paliers puisqu’ils mettent en jeu la déformationlocale des paliers du vilebrequin. Ils renseignent sur le fait que lespaliers sont particulièrement souples selon l’axe du vilebrequin. Lamise en résonance de ces modes de palier est susceptible d’avoir

lieu si le contenu spectral des efforts est important dans le voisi-nage de ces fréquences propres et si la direction de l’effort s’yprête, ce qui est le cas si l’on considère que, en plus de l’effort ver-tical appliqué par le vilebrequin, ce dernier applique aussi unmoment qui fera fléchir les paliers selon l’axe du vilebrequincomme leur déformée propre l’indique.

On présente en figure 2 le premier mode global d’un GMPcomplet (modes dits « d’accessoires » non pris en compte, notam-ment modes du turbo). On constate un décalage de ce premiermode vers les basses fréquences, signe que les pièces ajoutéesdans l’assemblage agissent plus en masse qu’en raideur.

Notations et symboles

Symboles Définition

c célérité des ondes acoustiques

C t couple de traînée du pignon foud distance d’espacement des postes

f fréquence

f s fréquence de sirènement

F y force d’inertie du tamis

F z force d’inertie du pilon

H n harmonique d’ordre n

I 2 inertie de rotation du pignon fou

k nombre d’onde acoustique

L longueur de la bielle, longueur du brin

Ma masse alternative

M p masse du piston

M pb masse du pied de bielle

Mr masse rotative

Mtb masse de la tête de bielle

Mv masse du vilebrequin

N vitesse de rotation des arbres

p pression acoustique

R longueur du bras de vilebrequin

r (M, M0 ) distance entre le point source sur l’enveloppeet le point d’écoute

S surface de l’enveloppe rayonnante

T tension de courroie

v vitesse de défilement de courroie

v n vitesse normale de l’enveloppe vibrante

W puissance acoustique

Z nombre de dents

z p déplacement vertical du piston

Γ x couple de roulis

Γ y couple de galop

θ angle du vilebrequin

θ 1 , θ 2 déplacement angulaire des pignons primaire

et fouλ valeur du frottement de type visqueux ;

rapport L /R

µ masse linéique de la courroie

ρ masse volumique du fluide

σ coefficient de rayonnement

ω pulsation

On appelle groupe motopropulseur (GMP) l’ensembleconstitué par le carter cylindre, la culasse et le couvre culasse, lecarter d’huile et la boîte de vitesses.




_________________________________________________________________________________________ VIBRO-ACOUSTIQUE DES MOTEURS D’AUTOMOBILE


Il subsiste, de façon classique, un problème de recalage dumodèle avec une expérience qui consiste généralement à déplacer

les tous premiers modes de structure, par exemple ceux du cartercylindre, en faisant varier le module d’Young, dès lors que la den-sité du matériau constituant le carter est connue. On montre enfigure 3 la qualité de recalage obtenue dans le cas d’un cartercylindre.

Recaler le modèle avec une expérience devient complet si, enplus de l’ajustement des fréquences propres, on recale les ampli-tudes des fonctions de transfert au niveau des pics de résonances,tâche fastidieuse et souvent pratiquée pour les seuls premiersmodes de structure. En plus haute fréquence, ce recalage estobtenu en jouant sur l’amortissement. Il faut bien reconnaître qu’ils’effectue de manière assez grossière, et consiste à introduire uncoefficient d’amortissement constant par bande de fréquence, quiperd alors son caractère modal.

On rappelle que la considération de l’amortissement prend encompte « l’échauffement interne » des matériaux qui se déforment,phénomène qui met en jeu des forces visqueuses internes aux

pièces, forces de second ordre devant les forces locales d’inertie etélastiques. L’amortissement interne est sensible sur les résonancesde la structure, particulièrement fortes pour les pièces métalliques,dont les facteurs de pertes sont très faibles, de l’ordre de 1 %.L’amortissement dans le contexte de la vibro-acoustique desystèmes vibratoires complexes comme un moteur ne se modélisepas de manière satisfaisante et il faut alors le recaler comme pré-cisé auparavant par une expérience. C’est en définitive le maillonfaible du calcul par éléments finis en dynamique de structure etpourtant, de son recalage, dépend la qualité de la prévision vibra-toire et du calcul de rayonnement acoustique.

2. Rayonnement acoustique

du groupe motopropulseur(GMP)

L’enveloppe du groupe motopropulseur représente la majeurepartie des surfaces rayonnantes du moteur. Si l’on omet le bruitd’accessoires généralement fixés sur le carter cylindres (alterna-teur, pompes, courroies, turbocompresseur, système d’injection), ilreprésente la voie de transfert des efforts d’inertie et de combus-tion qui passent par l’attelage mobile et qui viennent solliciter lespaliers du vilebrequin. La culasse est aussi directement excitée par

Figure 1 – Exemple de modes de structure calculés par éléments fi nispour un carter cylindres

Figure 2 – Premier mode du GMP complet, 315 Hz

mode de palier, 960 Hzb premier mode du cartercylindre, 450 Hz

a

Figure 3 – Recalage du carter cylindre

0 400 800 1 200 1 400 1 600200 600 1 000 1 800 2 000– 80

– 60– 40

– 20

0

20

40

A m p l i t u d e ( d B )

Fréquence (Hz)

0 400 800 1 200 1 400 1 600200 600 1 000 1 800 2 000– 5

0

5

P h a s e ( r a d )

Fréquence (Hz)

0 400 800 1 200 1 400 1 600200 600 1 000 1 800 2 000– 80

– 60

– 40

– 20

0

20

40


Fréquence (Hz)

0 400 800 1 200 1 400 1 600200 600 1 000 1 800 2 000– 5

0

5

P h a s e ( r a d )

Fréquence (Hz)

FRF après recalageb

FRF avant recalagea

FRF fonction de réponse en fréquence






la pression de combustion. Enfin, le carter cylindres l’est par lepiston lorsque celui-ci, dans son mouvement transversal, vients’appuyer dessus. On parle alors, en employant un anglicisme, de piston slap lorsque, à cause du jeu fonctionnel existant, le pistoncrée un choc sur le haut des chemises. La boîte de vitesses génèreelle aussi un bruit propre, bruit d’engrènement principalement liéaux chocs entre dentures.

Comme toute enveloppe vibrante, le GMP est alors une sourceacoustique relativement complexe, puisque excitée comme onvient de le voir en de multiples points. La caractérisationacoustique d’un GMP peut s’effectuer en cellule semi-anechoïque.Le moteur est monté au banc et peut être mis en charge en cou-plant le moteur à un frein. On mesure alors soit la pression acous-tique, soit la puissance acoustique par face et en global. L’intérêt dela mesure de puissance est qu’elle représente un indicateur global,contrairement à la pression qui reste dépendante de la distance etde la position relative d’écoute par rapport au moteur. La mesurede puissance, quant à elle, reste plus lourde à effectuer et est laplupart du temps limitée aux basses fréquences (inférieures à2 000 Hz), du fait des critères de maillage spatial contraignants(maillage en demi-longueur d’onde acoustique, soit à 2 000 Hz unemesure tous les 8 cm).

On montre [1] que puissance acoustique W et vitesse quadratiquemoyenne <v2>sont reliées par la formule faisant intervenir le coef-

ficient de rayonnement σ :

(1)

avec ρc produit de la masse volumique du fluide par la céléritédes ondes acoustiques (340 m/s pour l’air en conditionsnormales),

S surface de l’enveloppe rayonnante.

Le coefficient de rayonnement est un indicateur d’efficacité derayonnement généralement compris entre 0 et 1 dépendant de lafréquence. Lorsqu’il est très petit devant 1, la vibration de l’enve-loppe est inefficace en termes de bruit rayonné et la puissance cor-respondante est faible ; inversement, lorsque ce coefficient estvoisin de 1, toute la vibration se traduit en bruit rayonné. Cet indi-cateur porte sur un rendement acoustique en puissance rayonnée

ou de manière équivalente en pression rayonnée en champlointain, mais ne porte pas sur la pression de champ proche oupariétale.

En effet, un coefficient de rayonnement faible ne veut pas direque la pression en champ proche est inexistante, mais que cettepression ne se propage pas et reste dans le voisinage immédiat dela source. Le champ est alors très évanescent.

L’efficacité de rayonnement est fortement conditionnée par letype d’onde vibratoire qui parcourt l’enveloppe. Schématiquement,plus l’enveloppe est raide et compacte, plus le coefficient de rayon-nement est proche de 1. C’est le cas de l’enveloppe du GMP pourlequel ce coefficient, en première approximation, peut être priségal à 1 dans la majeure partie du spectre, au-dessus de 250 Hz enparticulier. Le contre-exemple est celui des plaques minces [2].

Estimer la puissance acoustique peut s’effectuer par mesureintensimétrique, mais aussi en supposant que le coefficient derayonnement vaut 1, par la mesure des vitesses de l’enveloppeavec un maillage vibratoire ad hoc :

W =ρ cS <v 2>

Plus qu’une technique de mesure, cette formule renseigne sur lefait que pour un GMP, toute vibration de l’enveloppe se répercuteen bruit rayonné et que, en conséquence, pour réduire le bruit deGM P de 10 dB, il faut gagner 10 dB de vitesse moyenne. L’expertiseacoustique du GMP se réduit alors à une expertise vibratoire ainsiqu’à une analyse des efforts s’y appliquant.

2.1 Rôle des transfert s vibratoiresdu GM P

Le calcul général du rayonnement acoustique extérieur au GMPpour une fréquence donnée f =ω /2π s’écrit de la manière suivanteen faisant appel à la formulation intégrale de la pressionacoustique :

(2)

Pour calculer la pression acoustique au point d’écoute M 0 dansun volume V extérieur d’extension infinie, il faut connaître lavitesse normale de l’enveloppe vibrante v n (M ) ainsi que lapression pariétale p (M ) en tout point et effectuer l’opération deconvolution spatiale avec le noyau de Green g (M, M

0) donné

par [3] :

g (M, M 0) =– exp (jkr (M, M 0 ))/4πr (M, M0) (3)

avec k nombre d’onde acoustique k =ω /c,

ω pulsation,

r (M, M0) distance entre le point source sur l’enveloppe etle point d’écoute.

Cette opération est mathématiquement coûteuse car elle indiqueque pour trouver la pression dans V il faut d’abord connaître lapression sur S. Il faut donc résoudre un premier problème sur Savec pour inconnues les pressions pariétales (problème délicatpuisqu’il nécessite le calcul d’intégrales singulières lorsque M etM 0 coïncident), pour ensuite effectuer le produit de convolution etenfin le calcul de la pression au point d’écoute.

Cette formule de convolution (3) renseigne néanmoins sur la

physique du rayonnement acoustique puisque la pression dans levolume extérieur dépend du niveau de vitesse et de la pressionpariétale, en tout point de son enveloppe. Par ailleurs on a vu quepour un GMP, puissance acoustique et niveau vibratoire étaientliés. Cela explique que pour qualifier les GMP à des fins de rayon-nement acoustique, on puisse en avoir une idée à partir des fonc-tions de transferts entre un point de mesure vibratoire surl’enveloppe et un point d’excitation en force.

Les résultats présentés en figure 4 issus de [4] illustrent ce pro-pos. Des GMP sont comparés présentant la somme des fonctionsde transfert vibratoire (ici sur 1 200 transferts) entre les 5 paliers de

σ W

ρ cS <v 2>---------------------------=

Figure 4 – Comparaison des inertances de plusieurs moteurs

0 1 000 2 000 3 000 4 000– 30

– 20

– 10

0

10

20

30

Fréquence (Hz)


moteur 1 moteur 2 moteur 3 moteur 4

p M0( ) p M( )∂g M , M0( )

∂n------------------------------= β v ng M0, M( ) dS–

M S∈

M0 V , avec β jρω =∈






vilebrequin excités dans les trois directions de l’espace et environ80 points de réponse accélérométrique répartis sur l’enveloppe duGMP. On qualifie ainsi la voie d’excitation paliers et la mêmedémarche pourrait englober d’autres points d’excitation mention-nés au paragraphe 1. Les fonctions de transfert sont dans notre casdes inertances (accélération/force). Elles sont présentées en déci-bels et, pour les raisons invoquées précédemment, les écarts surles accélérations observés sont synonymes d’écarts sur les pres-sions. Rappelons que ces transferts vibratoires sont mesurés enl’absence de l’attelage mobile qui est vu comme la source de for-ces extérieures appliquées au GMP. Les résultats montrent des dif-férences significatives entre les quatre GMP. Le plus mauvais auplan acoustique étant celui présentant le plus fort niveau d’iner-

tance. Ces transferts montrent que, potentiellement, un GM P peut« amplifier » le bruit rayonné de 10 à 15 dB comparé à un autre sil’on ne considérait que les paliers comme points d’excitation. Parailleurs, ces GMP présentent une ressemblance à basse fréquencepuisque aucun ne présente de mode en dessous de 500 Hz. Celaest à mettre en regard avec le spectre de combustion et des effortsd’inertie qui restent le plus énergétique à basse fréquence, en des-sous de 500 Hz justement. On a donc intérêt à rigidifier le GMPpour rejeter les premiers modes de structure à plus haute fré-quence.

2.2 Rôle des carters structurants

Afin de rigidifier le GM P, les divers constituants se doivent d’êtrele plus structurant possible. Par le passé, l’optimisation desmoteurs au plan acoustique était inexistante et, par exemple, le

carter d’huile n’était qu’une pièce de tôle mince qui tenait plus dela cuvette et qui n’apportait aucune raideur à l’ensemble. Parailleurs, la boîte de vitesses représente généralement plus demasse ajoutée que de raideur et contribue généralement à fairechuter les premiers modes de GMP dans la zone critique située endessous de 500 Hz. La figure 5 montre l’influence des diversconstituants du GMP sur les vibrations du carter cylindre lorsqueles sollicitations restent appliquées sur les cinq paliers dans lestrois directions de l’espace en partant de la configuration complèteet en « déshabillant » le GMP. On montre ainsi le rôle éminemmentstructurant du carter d’huile (les premiers modes tombent à 300 Hz

lorsqu’il est enlevé), et inversement de la masse ajoutée par laboîte de vitesse (premier mode rejeté vers 950 Hz en son absence).Dans cet exemple carter d’huile et boîte de vitesses ont des effetsantinomiques au plan dynamique de structure et donc acoustique.

3. Efforts d’inertie

Les efforts d’inertie sont causés par les mouvements de l’atte-lage mobile (pistons, bielles et vilebrequin) et appliqués au blocmoteur au niveau des chemises et des paliers du vilebrequin.

L’étude de la dynamique d’un monocylindre permet de calculer lesefforts d’inertie à partir de données massiques et géométriques (cf.ouvrage de Swoboda [5]). Les résultats sont ensuite transcrits auxmoteurs multicylindres suivant le type de configuration (nombre etdisposition des cylindres, forme du vilebrequin, moteur 2 ou4 temps).

3.1 Dynamique du monocylindre

Une représentation classique du monocylindre est donnée sur lafigure 6 , avec les paramètres déterminants et les appellations clas-siques des efforts résultants.

Une étude cinématique du système [6] permet d’écrire ledéplacement vertical du piston z p en fonction de l’angle du vile-brequin θ :

z p =R [cos (θ) +λ (1 – sin2 (θ )/λ 2 )1/2] (4)

Soit, en utilisant un développement limité approprié et en sup-primant les constantes :

(5)

Figure 5 – Effet de la suppression des carters d’huile et boîte de vitesse sur les inertances

bloc sans carter boîte de vitesse

bloc avec carter boîte de vitesse

0 1 000 2 000 3 000 4 000– 30

– 20

– 10

0

10

20

30

Fréquence (Hz)


b

bloc sans carter d’huile

bloc avec carter d’huile

0 1 000 2 000 3 000 4 000– 30

– 20

– 10

0

10

30

20

40

Fréquence (Hz)


a

Les effets défavorables pour l’acoustique sont bleutés

effet de la suppression du carter d’huile effet de la suppression du carter de la boîte de vitesse

z p R θ ( )cos 14λ -------

116λ 3------------- …+ + + 2θ ( )cos=

1

64λ 3-------------

3256λ 5----------------- …+ +– 4θ ( )cos 1

512λ 5---------------- …+ 6θ ( )cos …+ +






Le déplacement du piston est ainsi exprimé sous la forme d’unesérie de Fourier. Le rapport λ est en pratique supérieur à 3, ce quipermet de conserver pour chaque harmonique de la série le termeen 1/ λ prédominant (de puissance minimale).

(6)

Les liaisons du monocylindre sont considérées comme parfaites,sans frottement ni jeu. Ces hypothèses, non vérifiées dans unmoteur réel, permettent de calculer simplement les efforts d’inertieréalistes inhérents au système, que l’on distinguera des efforts

générés par les imperfections de liaison.On admet que le centre de gravité du piston se situe au centrede sa liaison avec la bielle. On réalise une hypothèse simplificatricesur la bielle, qui sera considérée comme deux masses concentréesau centre des liaisons avec le piston (masse de tête de bielle) etavec le maneton du vilebrequin (masse de pied de bielle). Cettesimplification permet de conserver la position du centre de gravitéde la bielle, et la modification de son moment d’inertie estconsidérée comme négligeable. La masse totale du système peutdonc être divisée en deux parties :

— la masse alternative, M p +Mtb, attachée au centre de laliaison piston-bielle ;

— la masse rotative M pb +Mv.

La masse rotative est systématiquement équilibrée de manière àplacer son centre de gravité au centre de la liaison vilebre-quin-bloc. Les forces d’inerties sont donc provoquées par le mou-vement des masses alternatives seulement. L’étude dynamique dumonocylindre à régime constant (dθ /dt =ω ) permet finalementd’obtenir le torseur des efforts inertiels appliqué au niveau ducentre de la liaison vilebrequin-bloc :

F y =0

F z =– Ma Rω 2 [cos(ω t ) +cos(2ω t )/λ – cos(4ω t )/4λ 3

+9 cos(6ω t )/128λ 5...]Γ x =Ma R 2 ω 2 [– sin(ω t )/4λ +sin(2ω t )/2 +3 sin(3ω t )/4λ

+sin(4ω t )/4λ 2 – 5 sin(5ω t )/32λ 3...]

Ma =Mtb +M p représentant la masse alternative.

L’effort résultant est donc strictement vertical (effort de pilon) etson spectre ne contient que des multiples pairs du régime ω .L’amplitude des harmoniques décroît fortement en fonction del’ordre. Le couple de roulis Γ x observe un maximum à l’ordre 2. Cerésultat illustre le caractère très basse fréquence des effortsd’inertie. Pour une valeur de λ égale à 3 (valeur classique), l’ampli-tude du roulis à l’ordre 5 vaut 40 dB (facteur 100) de moins quel’amplitude de l’ordre 2.

Le torseur des efforts d’inertie appliqué à un moteur multi-cylindre peut ensuite être obtenu en superposant les torseurs deplusieurs monocylindres correctement déphasés et orientés. Onobtient ainsi une résultante de pilon, de roulis, et de galop(moment créé par la composition des efforts de pilon, en cas d’asy-métrie du vilebrequin par rapport à son plan médian). Le torseurpeut ensuite être exprimé au niveau du centre de gravité dumoteur complet de manière à déterminer le comportement decorps solide de celui-ci.

3.2 Cas du moteur quatre cylindres en ligneDans un moteur quatre cylindres en ligne, les deux postes cen-

traux (2 et 3) sont décalés de 180o par rapport aux postes extrêmes(1 et 4). Le vilebrequin étant symétrique, aucun couple de galopn’est généré. Les ordres impairs et pairs du roulis et du pilon sont

respectivement annulés et multipliés par 4 :F z =– Ma Rω 2 [4 cos(2ω t )/λ – cos(4ω t )/λ 3 +9cos(6ω t )/32λ 5...]

Γ x =Ma R 2 ω 2 [2 sin(2ω t ) +sin(4ω t )/λ 2 – 3 sin(6ω t )/8λ 4...]

Les efforts d’inerties sont donc dominés par l’ordre 2 de lavitesse de rotation.

3.3 Cas du moteur trois cylindres en ligne

Dans un moteur trois cylindres en ligne, les postes 1, 2 et 3 sontcalés à 0, 120 et 240o. Ce phasage a pour effet d’annuler les har-moniques non multiples de 3. Le vilebrequin n’a pas de plan desymétrie. Un couple de galop Γ y est, par conséquent, créé par les

pilons des deux postes extrêmes. Les harmoniques multiples de 3du galop sont nulles. Le torseur résultant exprimé au centre de laliaison vilebrequin-bloc du poste central s’écrit :

avec d distance d’espacement des postes (bras de levier desefforts de pilon).

3.4 Ut ilisation d’arbres d’équilibrage

Les harmoniques d’ordre n des efforts d’inertie peuvent êtreannulées par l’utilisation d’arbres additionnés de balourds appro-priés tournant n fois plus vite que le vilebrequin. Par exemple, laméthode de Lanchester permet d’annuler l’ordre 2 de pilon etd’atténuer l’ordre 2 de roulis, ordres prépondérants des moteursquatre cylindres en ligne. Cette méthode consiste en l’utilisation dedeux arbres d’équilibrage tournant à 2ω parallèles au vilebrequindisposés de part et d’autre du plan z 0 x . Les deux arbres tournentdans des sens opposés, de manière à annuler la résultante sur y (tamis) des deux balourds. Un réglage approprié des efforts debalourd, en jouant sur l’inertie des arbres par rapport à leurs axes

Figure 6 – Dynamique du monocylindre

z

y

θ

F z : pilon z : lacet

x : roulis

F y : tamis

y : galop

L longueur de bielle

R longueur du bras de vilebrequin

λ rapport L/R

Mp masse du piston

Mtb masse de la tête de bielle

Mpb masse du pied de bielle

Mv masse du vilebrequin

L

R

z p R θ ( )cos2θ ( )cos

22λ ----------------------

4θ ( )cos26λ 3

-----------------------6θ ( )cos

29λ 5---------------------- …+ +–+=

Exemple : pour un m oteur essence qui tourne de 1 000 à6 000 tr/m in, l’ordre 2 est com pris entre 30 et 200 H z, il est à l’originedu bruit dit de bourdonnem ent.

Γ x Ma R2 ω 2 9 3ω t ( )sin /4λ 9 6ω t ( )sin /32λ 4 ...– [ ]=

Γ

y

3

d Ma R ω 2 ω t π 6-----+ cos 2ω t

π 6-----– cos /λ + =

F

z – Ma R ω 2 27 6ω t ( )cos /128λ 5 ...[ ]=

4

ω

t

π

6

-

-

-

-

-

+

cos

–

/4

λ

3

...

+




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VIBRO-ACOUSTIQUE DES MOTEURS D’AUTOMOBILE

T

oute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

© T

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hniques de l’Ingénieur

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de rotation, annule l’ordre 2 du pilon. L

e décalage judicieux desdeux arbres suivant l’axe z

permet de créer un couple de roulisd’ordre 2 opposé au roulis des masses alternatives, grâce auxcomposantes selon y

des efforts de balourd. Ce couple ne permetcependant pas d’annuler totalement le roulis, car celui-ci dépendaussi des efforts de combustion.

L’utilisation d’arbres d’équilibrage reste une technologie coû-

teuse, réservée aux moteurs haut de gamme.

3.5

Composit ion des efforts d’inert ieet de combustion

L

e couple de roulis généré par la compression des gaz dans lecylindre est opposé à celui produit par les masses alternatives. Eneffet, la surpression s’oppose à la décélération du piston précédantle PMH (point mort haut) et favorise son accélération post PMH.Sur un moteur quatre cylindres, il y a deux explosions par tour devilebrequin, ce qui génère un roulis de combustion d’ordre 2. Ilexiste pour un cas de charge donné un régime dit d’extinction pourlequel le couple de roulis d’ordre 2 est annulé.

3.6

Ut ilisation du double volantamort isseur (DVA)

L

’acyclisme devient particulièrement critique lorsque sa principaleharmonique moteur (

H2

pour les moteur

s quatre cylindres) rencon-tre un mode de torsion de la chaîne cinématique allant du vilebre-quin à la roue. Le mode de torsion dit de graillonnement

, générateurdu phénomène du même nom dans la boîte de vitesses (§ 9.2) sesitue généralement aux alentours de 50 à 80 Hz, ce qui correspondà des régimes moteurs allant de 1 500 à 2 500 tr/min (harmoniqueH2

des moteur

s quatre cylindres). L’idée du DVA est d’ajouter undegré de liberté suffisamment souple pour rejeter ce premier modeen dessous des régimes de ralenti, soit en dessous de 20 Hz (environ700 tr/min). Pour cela, le volant moteur classique est scindé en deuxvolants dits primaire et secondaire, liés par un système rai-

deur/amortisseur. Des modèles plus ou moins sophistiqués de chaî-nes cinématiques avec DVA sont décrits dans l’ouvrage de Ligier etBaron [21]. Le principe des DVA actuels est relativement complexe,incluant des systèmes d’amortissement permettant d’éviter les for-tes sollicitations au démarrage et à l’arrêt du moteur [7].

4 .

Bruit de combustion

L

e bruit de combustion représente la part du bruit d’un moteur,générée par les explosions dans les cylindres. Ce bruit est déter-miné, d’une part, par les variations de pression à l’intérieur ducylindre, qui représentent l’effort dynamique injecté à la structure,et, d’autre part, par le transfert vibro-acoustique depuis leschambres de combustion vers l’extérieur du bloc.

4.1

Pression cyl indre

L

’évolution de la pression dans le cylindre est courammentmesurée à l’aide de capteurs de pression insérés dans la chambrede combustion au travers de la culasse. La combustion du mélangegénère une brusque augmentation de température et, parconséquent, une forte augmentation de pression dans le cylindre.Ce phénomène se traduit par un effort assimilable à un impactréparti sur les surfaces exposées : piston, cylindre et culasse. Cetimpact, appliqué au bloc moteur, est comparable à un coup demarteau excitant la structure sur une large bande de fréquence. Le

contenu fréquentiel de la pression cylindre est primordial car il vacaractériser l’énergie injectée au bloc moteur en fonction de lafréquence. Le spectre d’un signal de pression cylindre est discretde part la nature périodique de l’évolution temporelle. Dans uncylindre, des explosions se produisent une fois par cycle à la fin dela phase de compression, c’est-à-dire tous les deux tours de vile-brequin pour les moteurs 4 temps. L’espacement des raies duspectre de pression cylindre est, par conséquent, égal à la vitesse

de rotation en tours/s divisée par deux, c’est-à-dire environ 8 Hzpour une vitesse de 1 000 tr/min, ou 33 Hz pour une vitesse de4 000 tr/min. Le faible espacement entre les raies amène à obser-ver le spectre de pression cylindre comme un bruit large bande.

4.2

Vitesse de montée en pression

La rapidité avec laquelle la pression augmente lor

s de lacombustion est un paramètre du premier ordre du bruit decombustion. Plus elle est importante, plus l’impact généré va êtredur, occasionnant des excitations en hautes fréquences. Si la mon-tée en pression est lente, le choc résultant sera « mou », c’est-à-direessentiellement limité aux basses fréquences. La différence de tech-nologie essence/Diesel est déterminante sur la vitesse de montéeen pression, notée d

P

/d

t

(cf. figure 7

). Dans un moteur essence,

l’allumage est commandé. Le front de flamme, initié au niveau dela bougie, se propage progressivement à tout le mélange, générantune augmentation de pression continue. Les moteurs Diesel, quantà eux, sont dits à autoallumage : le mélange air-gazole s’enflammespontanément quand les conditions de pression et de richesse sontsatisfaites. L’inflammation quasi simultanée de l’ensemble de lachambre entraîne une augmentation brusque de la pression cylin-dre. L’impact résultant est donc beaucoup plus dur pour les moteursDiesel que pour les moteurs essence.

Le PMH

(

point mort haut

) représente la position du pistonlorsque celui-ci est situé au plus près de la culasse.

Encadré 1 – Unités d’usag

e

L

es unités bar en dB, m/s

2

en dB et (m/s

2

)/N en dB sont des

unités d’usage. Une fonction de la fréquence est systèmatique-ment exprimée en dB pour améliorer sa lisibilité. Le dB n’est enaucun cas réservé à la pression acoustique. Pour obtenir unniveau dB, il faut faire l’opération suivante (exemple de l’unitém/s

2

)

:

niveau (m/s

2

en dB) =20 log (

/ref)ou

niveau (m/s2 en dB) =10 log ( )2/ref 2)avec ref une valeur de référence pour laquelle le niveau en dB

est nul.

Pour la pression acoustique, il s’agit du seuil d’audibilité(2× 10–5 Pa).

Pour l’accélération, on prend ici 1 m/s2, pour la pression cylin-dre 1 bar, pour la fonction de transfert 1 (m/s2)/N.

L’important est qu’un facteur 10 sur l’unité standard au carrécorresponde à une différence de 10 sur le niveau en dB.

Il faut donc noter :— pression acoustique en dB

=10 log ( 2/(2 × 10–5)2) ;

— accélération en dB =10 log ( )(exprimée en m/s2 en dB) ;

— pression cylindrique en dB

=10 log ( )(exprimée en bar en dB) ;

— fonction de transfert en dB

=10 log ( )

(exprimée en (m/s2)/N en dB).

valeur en m/s2

valeur en m/s2

pression acoustique en Pa

accélération en m/s

2 2

pression cylindrique en bar 2

onction de transfert en (m/s2)/N2






Pour un moteur Diesel, la vitesse de montée en pression estdirectement liée au délai d’auto-inflammation. Ce délai correspondau laps de temps entre le début de l’injection de gazole dans lachambre de combustion et le début de l’inflammation du mélange.Plus ce délai est long, plus l’entame de combustion est brutale etplus le dP /dt est fort. Sur la figure 7a sont tracées les courbes de

pression cylindre d’un moteur Diesel (1,9 L Dci : Diesel à rampecommune) et essence (1,2 L) fonctionnant à 2 000 tr/min sous descharges respectives de 30 et 50 %. Les dérivées temporelles de cescourbes sont également tracées (figure 7b ) ainsi que leurs spec-tres respectifs (figure 7c ).

On constate que l’évolution temporelle de la pression cylindremaximale (Pmax ) Diesel vaut environ le double de la Pmax essence.Sur les courbes de dérivée de pression, on distingue nettement lepic de combustion Diesel, absent de la courbe essence. L’effet dela présence de ce pic est déterminant sur le contenu spectral dessignaux. En effet, le spectre Diesel est environ 100 à 1 000 fois plusénergétique (différence de 20 à 30 dB) que le spectre essence dansune plage de fréquence allant de 500 à 3 000 Hz. Cet exempleillustre parfaitement pourquoi le bruit de combustion est plutôtune problématique Diesel.

Un fort bruit de combustion essence peut apparaître en casd’autoallumage du mélange. Ce phénomène, non voulu, apparaîtdans certaines conditions de fonctionnement au niveau des paroisdu cylindre avant l’arrivée du front de flamme initié par l’allumagede la bougie [14]. Le bruit de combustion induit peut être particu-lièrement sévère.

4.3 Forme du spectre de pression cylindre

Le spectre de pression cylindre peut être divisé en trois parties(figure 8). À basse fréquence, l’amplitude du spectre est déterminéepar la pression maximale atteinte dans le cylindre au cours du cycle.

Sur une large partie moyennes fréquences, la pente du spectreest directement liée au paramètre dP /dt . Plus la montée en pres-sion est abrupte, plus le choc induit est « dur » et plus la décrois-sance du spectre en fonction de la fréquence est lente. La partiehautes fréquences est gouvernée par l’éventuelle participation demodes acoustiques du cylindre. En effet, lorsque suffisamment

d’énergie est générée en hautes fréquences, les premiers modesde cavité du cylindre peuvent être sollicités, entraînant des oscilla-tions de la courbe de pression. Les fréquences propres de cesmodes dépendent bien entendu du diamètre du cylindre, mais éga-lement des conditions de température et de pression régnants àl’intérieur de la chambre. Leur contenu énergétique n’est donc pasconcentré sur une fréquence propre déterminée en raison de lavariation de la célérité des ondes acoustiques au cours de la phasede détente. Un mode acoustique se traduit donc sur le spectre parune « bosse » autour d’une fréquence de résonance moyenne, quise situe au-delà de 3 kHz pour les moteurs de véhicules légers. Aumoment de la combustion, le piston est en haut du cylindre, trèsproche de la culasse. Les premiers modes acoustiques sont, parconséquent, des modes de section, c’est-à-dire des modes obser-vant un niveau de pression acoustique constant suivant l’axe ducylindre. La forme des déformées de pression ainsi que les fré-quences propres en fonction de la célérité des ondes sont expri-

mées dans de nombreux travaux [10] [22].Les technologies Diesel actuelles apportent une flexibilité appré-

ciable sur la loi d’injection de carburant dans le cylindre. En effet,les injections peuvent désormais être pilotées électriquement parun calculateur. Ce type de commande permet de réaliser des injec-tions multiples au cours du cycle, notamment dans le but deréduire le bruit de combustion (cf. § 4.4). Ainsi, il est courantd’observer deux pics de dP/dt au cours d’un cycle, correspondantà la combustion du carburant introduit à la préinjection puis àl’injection principale. Ce « double impact » a tendance à périodiserle spectre de pression cylindre. En effet, les harmoniques, dont la

Figure 7 – Comparaison pressions cylindresessence et D iesel (moteur Diesel 1,9 L,2 000 tr/min, 30 % charge ; moteur essence1,2 L, 2 00 0 tr/min, 50 % charge)

0 50 100 150 200 2500

10

20

30

40

50

60

70

P r e s s i o n ( b a r )

D é r i v é e d e p r e s

s i o n ( e n 1 0 4 b a r / s )

Temps (ms)

0 50 100 150 200 250– 4

– 2

0

2

4

6

8

Temps (ms)

0 500 1 000 1 500 2 000 2 500 3 000 3 500 4 000

– 60

– 40

– 20

0

P r e s s i o n ( b a r e n d B )

Fréquence (Hz)

dP /dt b pression cylindrea

autospectre de pression cylindrec

Pour l’unité bar en dB, voir l'encadré 1






période est un multiple du délai δ entre les deux injections, sontamplifiées, tandis que les harmoniques, dont la période est unmultiple de δ /2, sont éteintes. Cet effet est illustré sur la figure 9 .

4.4 Impact des technologies Dieselsur le bruit de combustion

■ La plupart des moteurs Diesel construits actuellement sont dits àinjection directe : le carburant est injecté directement dans lecylindre, la chambre de combustion étant creusée dans le piston.Cette technologie est à opposer à l’injection indirecte, pour laquellela chambre de combustion se trouve à l’intérieur de la culasse. Lecarburant est alors injecté dans cette cavité, dans laquelle s’entamela combustion. L’augmentation de pression provoque alors le trans-vasement du mélange de la chambre au cylindre. La technologie àinjection indirecte est moins bruyante, mais est moins performanteen consommation à cause des pertes de charge générées lors dutransvasement du mélange [9]. C’est donc essentiellement pour desraisons de performance que les moteurs Diesel actuels sont à injec-tion directe.

■ Comme il a été dit au paragraphe 4.3, les progrès réalisés dansles systèmes d’injection autorisent de nombreux réglages, comme

le calage de combustion, la quantité et le phasage de la préinjection.Ces réglages sont finement étudiés pour différent points de fonc-tionnement du moteur (vitesse de rotation et puissance) dans le butd’optimiser le compromis bruit/pollution/consommation, et stockésdans le calculateur sous forme de cartographies.

● Lecalage de la combustion correspond au réglage de l’injectionprincipale de carburant par rapport au point mort haut (PMH). Uncalage retardé, correspondant à une injection pendant la phase dedétente, contribue à réduire le bruit de combustion : l’augmentationde pression dP/dt est atténuée par la baisse du niveau de pressiondue à la détente. Cependant, un retard trop important dégrade lesperformances de consommation et augmente les imbrûlés. Ce para-mètre doit, par conséquent, être ajusté en fonction du compromisbruit/pollution/consommation.

● La préinjection correspond à l’injection d’une certaine quantitéde carburant pendant la phase de compression. Deux paramètressont à régler : la quantité injectée et le phasage, c’est-à-dire l’avancedonnée à la préinjection par rapport à l’injection principale. La pré-injection a pour effet une augmentation de pression dP /dt en deuxtemps, moins brutale. L’augmentation de pression et de tempéra-ture générée par la préinjection favorise les conditions d’autoallu-

mage pour l’injection principale. Le délai d’auto-inflammation, etdonc le bruit de combustion, s’en trouve réduit. Certaines techno-logies d’injection, telle que le common-rail, facilitent la gestion desinjections multiples. En effet, cette technologie découple complète-ment les systèmes d’injection et de génération de haute pression.

Figure 8 – Relation entre formes de signal temporelet de spectre de pression cylindre

0

10

20

30

40

50

60

70

80

P r e s s i o n ( b a r )

Temps

M o d e s d e c a v i t

o

d

e

s

d

e

c

a

v

t

é

M o d e s d e c a v i t é

Pmax

dP/dt

– 40

– 30

– 20

– 10

0

10

20

P r e s s i o n ( b a r e n d B )

Fréquence

Pmax dP/dt Modes de cavité

spectre de pression cylindreb

signal temporela


Figure 9 – Illustration de l’influencedes injections multiples sur la forme du spectrede pression cylindre

– 60

– 40

– 20

0

20

0

30

60

90

P r e s s i o n c y l i n d r e ( b a r e n d B )

P r e s s i o n c y l i n d r e ( b a r )

Fréquence (Hz)0 500 1 000 1 500

2/ τ3/ τ

1/ τ

Autospectre de pression cylindreutospectre de pression cylindreAutospectre de pression cylindre

spectre de pression cylindreb

Temps (ms)80 85

PMH90 95 100 105 110 115

Pression cylindression cylindre

d /ddt

Injectionnjection

Pré-injectioinjection

Pression cylindre

dP/dt

τ

Injection

Préinjection

évolution temporelle et dérivéede pression cylindre

a


d P / d t ( b a r / s )






Une pompe génère en continu du carburant haute pression stockédans un accumulateur, qui est ensuite distribué dans les cylindrespar des injecteurs. Le découplage des deux fonctions (génération dehaute pression et injection) facilite les injections multiples. De plus,le niveau de pression dans le rail devient un paramètre de plus per-mettant d’optimiser les performances du moteur.

■ De manière générale, on peut dire que tout dispositif permettant

d’améliorer les conditions thermodynamiques en vue d’une diminu-tion du délai d’auto-inflammation est favorable à une diminution dubruit de combustion. La suralimentation (turbocompresseur), quiaugmente la pression dans le cylindre, ainsi que l’EGR (recirculationdes gaz d’échappement), qui augmente la température, sont favo-rables à une diminution du bruit. Le RAS (refroidissement d’air desuralimentation), disposé en sortie de compresseur, permet d’amé-liorer le remplissage au dépend d’une baisse de température dans lecylindre. Ce dispositif est donc potentiellement néfaste, car il a ten-dance à augmenter le délai d’auto-inflammation. Cependant, leby-pass de ce système entraîne une dégradation significative de lapollution et de la consommation. Le RAS reste donc favorable aucompromis bruit/pollution/consommation.

4.5 Voies de passage du bruitde combustion

L’explosion du mélange affecte les surfaces exposées,c’est-à-dire la culasse, le piston, et les hauts de fûts. Il existe doncplusieurs voies de passage du bruit de combustion. On appellevoie haute, la transition de l’énergie vibratoire par les hauts de fûtset la culasse, et voie basse la transition de l’énergie par l’attelagemobile et les paliers du vilebrequin. La force exercée sur le pistonest, suivant l’obliquité de la bielle au moment de l’explosion,répartie entre un effort horizontal exercé sur le fût et un eff ort ver-tical « moteur » transmis à la bielle. L’effort horizontal ne doit pasêtre confondu avec le phénomène de piston slap, généré par les jeux de fonctionnements piston/chemise (cf. § 6), mais peut lui êtrecouplé. Étant donnée la position de l’attelage mobile au PMH, laforte majorité des efforts est transmise aux paliers du vilebrequinvia l’attelage mobile. De nombreuses études de structure menéessur le bloc concluent à la prépondérance de cette voie depassage [8] [16], étant donnée sa forte souplesse comparée à la

voie haute. Le mécanisme, relativement complexe, implique outrela déformation de l’attelage mobile la flexion des paliers du vile-brequin, elle-même fortement couplée à la déformation du bas debloc (jupes, carter d’huile).

4.6 M esure du bruit de combustion :le combustion noise met er

L’estimation de la part du bruit d’un moteur généré par lesexplosions seules n’est pas facile, étant donné la complexité desphénomènes en jeu. Le bruit de combustion doit être séparé dubruit généré par les autres sources : efforts d’inerties, chocs méca-niques, bruit d’injection... De nombreuses méthodes complexesdéveloppées récemment le permettent en partie, exploitant lacyclostationarité [23], le filtrage de Wiener [24], ou encore la

mesure indirecte d’efforts [22]. Ces techniques appartiennentencore au domaine du développement, et souffrent de limitationsdues au fort niveau de corrélation entre les différentes sources.

Le principe du combustion noise meter (CNM) est d’obtenir uneestimation du bruit de combustion à partir de la seule mesure depression cylindre. Le bloc moteur est alors considéré comme unopérateur linéaire, appelé atténuation de structure, entre la pressioncylindre et le bruit de combustion. Une première estimation de cetteatténuation peut être réalisée lorsque le bruit de combustion est lar-gement prépondérant devant la contribution des autres sources.Cette condition est obtenue lors d’essais spécifiques observant un

bruit de combustion intensifié, en calant l’injection très tôt demanière à maximiser le dP /dt , ou en utilisant un carburantspécial [13]. L’atténuation de structure est alors définie comme lerapport des spectres du bruit rayonné et de la pression cylindre. Unefois ce rapport obtenu, il est utilisé comme un filtre permettant decalculer un bruit de combustion à partir de signaux de pressioncylindre mesurés dans n’importe quelle condition de fonctionne-ment. Une méthode plus récente est basée sur l’analyse de mesures

obtenues pour de nombreux points de fonctionnement, afin dedéterminer les parts de la combustion, des bruits mécaniques indé-pendants de la charge, et des bruits mécaniques dépendants de lacharge [15].

Le filtre d’atténuation de structure peut être déterminé pourchaque moteur. Cependant, il existe une forte similarité entre lesatténuations de structure de moteurs à technologies et cylindréessemblables [13]. Un filtre « standard » peut ainsi être obtenu àpartir du moyennage des atténuations de structure mesurées pourplusieurs moteurs. Les appareils du type CNM appliquent à la suited’un tel filtre standardisé une pondération A de manière à obtenirdirectement un niveau de bruit de combustion en dB(A). Unexemple d’atténuation de structure standard, ainsi qu’un exemplede bruit de combustion obtenu par filtrage de la pression cylindresont présentés sur la figure 10 .

Figure 10 – Atténuation de structure standard, et spectrede pression cylindre et de bruit de combustion (à droite),estimation type combustion noise meter

– 150

– 140

– 130

– 120

– 110

– 100

– 90

Fréquence (Hz)

0 1 000 3 0002 000 4 000

A t t é n u a t i o n d e s t r u c t u r e ( d B )

20

– 60

– 40

– 20

0

20

30

40

50

60

70

B r u i t d e c o m b u s t i o n ( d B )

P r e s s i o n c y l i n d r e ( b a r e n d B )

Fréquence (Hz)0 1 000 3 0002 000 4 000

Pression cylindression cylindre

Bruit de combustionruit de combustion 76 dB (A dB A)

Pression cylindre

Bruit de combustion 76 dB (A)

spectre de pression cylindre et de bruit de combustionb

atténuation de structure standarda







4.7 Sévérisation du bruit de combustionen fonctionnement transitoire

Pour des raisons de commodité et aussi par nécessité liés au trai-tement de signal, l’estimation de l’atténuation de structure est réa-lisée à partir d’échantillons de bruit rayonné et de pression cylindreen fonctionnement stabilisé, mais l’utilisation « client » (figure 11)correspond rarement à ce type de condition en particulier en usage

urbain. La figure 12 permet de quantifier l’aggravation du bruitentre un fonctionnement quasi stabilisé et un fonctionnement tran-sitoire pour les mêmes points (régime moteur 1 800 tr/min, quantitéinjectée par cycle 15 mg). Un paramètre physique expliquant cettedifférence est la température. Lors d’une forte accélération, lechamp thermique des parois de la chambre de combustion n’est pasen équilibre. Les températures à chaque instant sont doncinférieures à ce qu’elles seraient en stabilisé aux mêmes points de

fonctionnement (régime, quantité injectée). Les délais d’inflam-mation s’en trouvent alors allongés par rapport à leurs équivalentsen stabilisés et finalement, le bruit de combustion augmente dequelques dB.

5. Bruit de systèmed’inject ion Dieselrampe commune

Les systèmes d’injection Diesel comportent de nombreux méca-nismes et sont le siège de pulsations de pression hydraulique. Lessources d’excitation de ces systèmes sont complexes et dépendentde la technologie employée. On s’intéresse ici plus particuliè-

rement aux systèmes à rampe commune (common rail en anglais).

5.1 Description technique

L’architecture est constituée d’un circuit basse pression (BP) etd’un circuit haute pression (HP). Le premier assure le transfert ducarburant du réservoir vers la pompe HP et regroupe égalementl’ensemble des retours de fuite des injecteurs et du rail. Le secondassure l’injection haute pression du carburant dans la chambre decombustion et génère par la même occasion des excitations àmoyennes fréquences (MF) et à hautes fréquences (HF) quientraînent des vibrations et le rayonnement du système lui-mêmeainsi que celui de la culasse notamment.

Le circuit HP (figure 13 ) est composé de la pompe HP, du rail,des injecteurs, et des tuyaux HP qui les relient entre eux. La pompe

et les injecteurs sont considérés comme les sources. Les tuyaux HPet le rail se comportent comme des transmetteurs et des émet-teurs.

Figure 11 – Comparaison de la sévérité de la combust ionentre une forte accélération (CNM cycle à cycle figure a )et la succession de points stabilisés à même régimeet même quantité injectée (CNM interpolé)

Figure 12 – Comparaison des spectres de pression cylindrepour le même régime de 1 80 0 t r/min et la même quantité injectéepar cycle de 15 mg

0 1 2 3 4 65 7 98 101 200

1 600

2 000

2 400

2 800

3 200

R é g i m e ( t r / m i n )

Temps (s)

0 1 2 3 4 65 7 98 100

4

8

1216

20

D é b i t ( m

g / c p )

Temps (s)

0 1 2 3 4 65 7 98 1072

76

80

84

88

92

C N M [

d B ( A ) ]

Temps (s)

CNM cNM càc

CNM interpolNM interpolé

Extrapolxtrapolé (ho hors champ moteuramp moteur)

CNM interpolé

CNM cycle à cycle

b

a

c

CNM extrapolé (hors champ moteur)

bruit de combustion

régime moteur

quantité injectée

200 500 1 000 2 000 5 000 8 000120

130

140

150

160

170

180

P r e s s i o n c y l i n d r e ( d B )

Fréquence (Hz)

Pression cylindre transitoireression cylindre transitoire

CNM =86 dB(A)NM =86 dB A)

Pression cylindre transitoireCNM =86 dB(A)

Pression cylindre stabilisression cylindre stabiliséeCNM =83 dB(A)NM =83 dB A)

Pression cylindre stabiliséeCNM =83 dB(A)

Figure 13 – Partie haute pression du système d’injection à rampecommune

Rail

Injecteurs

Pompe






5.2 Phénomènes acoustiques liésau fonctionnement du systèm e

Les phénomènes physiques impliqués sont d’origine hydrau-lique (onde de pression), mécanique (chocs) et électrique (courantd’activation des actuateurs).

Dans l’architecture common rail, le rail se comporte comme unvolume de détente, il permet ainsi d’isoler en partie le sous-ensemble pompe/rail du sous-ensemble rail/injecteurs.

Comme tout circuit hydraulique, le circuit HP comporte des

modes hydrauliques. En première approche, les lignes hydrau-liques injecteur/rail peuvent être assimilées à des quarts d’ondefermés côté injecteur/ouvert côté rail (figure 14 ).

Hormis pendant la phase d’injection, l’injecteur est fermé alorsque le rail se comporte comme un volume de détente avec unepression relativement constante.

La fréquence du premier mode de ces lignes est proportionnelleà la célérité du son (elle-même fonction de la pression et de la tem-pérature) dans le carburant et inversement proportionnelle àquatre fois la longueur de la ligne hydraulique concernée. Lessecond et troisième modes hydrauliques ont des fréquencesrespectivement égales à 3 fois et 5 fois celle du premier mode.Dans la réalité, seuls les deux premiers ont une contribution signi-ficative.

Comme on souhaite éviter les disparités au niveau de chacundes postes du moteur, toutes les lignes rail/injecteur ont en généralla même longueur, donc les mêmes fréquences propres hydrau-

liques. L’approche précédente reste valable pour la ligne hydrau-lique pompe/rail. Pour la majorité des moteurs, le premier modehydraulique (le plus énergétique) se trouve dans la plage des MF(entre 500 et 1 000 Hz).

■ Mécanismes de génération du bruit

En phase d’injection, les injecteurs génèrent une chute depression au niveau de leur buse qui se traduit par une onde dedépression jusqu’à la fin de l’injection où on assiste à la formationd’une onde de surpression. La fréquence principale de ces ondescorrespond à celle du premier mode hydraulique.

Dans le cas de la pompe HP, ce sont les phases de refoulementqui génèrent des ondes de pression jusqu’au rail voire jusqu’à labuse de l’injecteur. En effet, le volume du rail n’est pas suffisantpour permettre de gommer les pulsations de pression issues de lapompe.

● En moyenne fréquenceCompte tenu des faibles dimensions transversales des tuyaux

devant leur longueur, les ondes de pression hydraulique peuventêtre considérées comme planes. Dans le cas d’un tuyau rectiligne,la sollicitation en pression est purement radiale et le tuyau répondpar une faible déformation car la section droite travaille principa-lement en traction-compression dans la direction circonférentielle.Pour un tuyau coudé (cas général), la résultante des efforts hydrau-liques a une composante radiale non nulle dans les coudes. De cefait, le tuyau est sollicité en flexion et répond nettement plus quedans le cas rectiligne. Compte tenu des caractéristiques dimension-

nelles et matérielles des tuyaux, il peut arriver que la première fré-quence propre hydraulique soit proche de la première fréquencepropre de tuyau. Dans un tel cas, la réponse vibratoire du tuyau estsuffisante pour générer un bruit émergent parmi les autres sourcesacoustiques du moteur.

● En haute fréquence

Le mécanisme repose sur les chocs générés par les ondes de

pression rebondissant sur la structure de l’injecteur et plus particu-lièrement sur la face arrière de l’aiguille. Ces chocs apparaissent àla fermeture de l’injecteur, et se comportent comme des excitationslarges bandes. Ils excitent les modes HF de la structure de l’injec-teur et de son dispositif de fixation. La culasse, en tant que struc-ture d’accueil de l’injecteur, peut constituer également untransmetteur et un émetteur du bruit HF d’injection.

■ L’hydraulique est la source primaire du bruit MF et HF du systèmed’injection. Cependant le bruit HF provient également d’autressources qui sont liées au mécanisme interne de l’injecteur. Il s’agitpar exemple de chocs issus de la fermeture de l’aiguille et descontractions/dilatations de l’actionneur de l’injecteur (cas de l’actua-teur piézo-électrique).

● Les injecteurs actuels des systèmes common-rail sont conçussuivant un même principe : un actionneur électrique commande lavidange ou le remplissage d’une chambre de commande. L’état de

pression de cette dernière permet l’apparition d’un différentiel depression favorable à la levée ou à la fermeture de l’aiguille. L’accélé-ration ou la décélération de l’aiguille dépend des débits des gicleursde remplissage et de vidange de la chambre de commande. Pourdes raisons de dépollution et de gain en performances, les tauxd’introduction en carburant sont de forme de plus en plus rectangu-laire. Par conséquent, la vitesse et l’accélération de l’aiguille sonttrès importantes pendant les phases transitoires (ouverture et fer-meture). En pratique, on constate que la décélération de l’aiguillelors de la fermeture est nettement plus importante que l’accéléra-tion lors de l’ouverture. Ces chocs constituent des excitations largesbandes des modes HF de la structure de l’injecteur et de son dispo-sitif de fixation : ceci génère ainsi un bruit HF à chaque fermeture del’injecteur. C’est le même effet que le rebond des ondes de pressionexplicité précédemment.

● Les actionneurs électriques, quant à eux, sont de plus en plussouvent de type piézo-électrique. En effet, les actionneurs solénoïdesprésentent des délais de réaction assez importants ce qui limite leurutilisation dans le cadre de stratégie de multi-injection : générale-ment, il est difficile d’enchaîner plus de trois injections consécutivesavec cette technologie. L’arrivée des actionneurs piézo-électriquespermet d’aller jusqu’à cinq injections consécutives : la contraction oula dilatation du « stack piézo » ne prend pas plus de 50 µs. Comptetenu de la brièveté du phénomène, celui-ci peut également être assi-milé à un choc qui se traduit par une excitation large bande desmodes HF de la structure de l’injecteur. Le bruit HF, qui en découle, aun niveau inférieur à celui induit par la fermeture de l’aiguille. Leralenti est la seule configuration où le bruit de l’actuateur piézo-élec-trique et celui dû à la fermeture de l’aiguille ont des niveauxproches : la pression rail y est la plus faible, et les ondes de pressionont une amplitude réduite. En conséquence, le bruit MF n’est pas for-cément suffisant pour masquer le bruit HF dû au fonctionnement del’actuateur.

5.3 Prise en compte de certainesdispersions pour une conceptionrobuste

Le système d’injection est composé de nombreux sous-ensembles répartis en différents emplacements du moteur. Comptetenu des tolérances géométriques, les écarts de positionnement del’ordre du millimètre se récupèrent grâce à l’élasticité des tuyauxHP lors du montage en usine. Du fait de la mise sous contrainte,

Figure 14 – Modélisation hydraulique de tuyau injecteur/rail

Tuyau HP Injecteur

L

Rail

P =0

Paroi vibrante :

V =V ( ω

)






les fréquences propres de ces tuyaux sont perturbées de quelquespour-cent (effet de la tension sur une corde vibrante). Ces mêmescontraintes se relaxent au cours du temps et entraînent une dériveasymptotique des fréquences propres de tuyaux. Dans unedémarche de prévention de risque acoustique, il y a lieu de tenircompte de ces perturbations et de ces dérives pour éviter lescoïncidences ou les proximités de fréquences propres de modeshydrauliques et de modes de structure de tuyaux.

5.4 Exemple d’analyse de signauxmesurés

L’injection est un ensemble de phénomènes impulsionnels.Chacun apparaît brièvement suivant un ordre bien précis :

— l’activation de l’actuateur (bruit HF) ;— la vidange de la chambre de commande ;— la levée de l’aiguille ;— l’injection du carburant ;— la désactivation de l’actuateur (bruit HF) ;— le remplissage de la chambre de commande ;— la fermeture de l’aiguille ;— la mise en vibration des tuyaux HP.

Comme les vibrations et le bruit ont une certaine persistancedans le temps, les phénomènes générant des niveaux importants

de vibrations ou de bruit vont couvrir les autres sources. Une ana-lyse de spectres sans prise en considération du temps ne permetpas de diagnostiquer ces phénomènes. Seule une analyse par« ondelettes » prenant en compte le temps et la fréquence est réel-lement efficace (figure 15 ).

5.5 M ise en évidence d’interactionsfluide - structure

L’approche usuellement adoptée pour traiter le rayonnement destuyaux correspond à un schéma acoustique séquentiel :

excitation par pression hydraulique (ou excitation mécanique par l’injecteur ou la pompe via le rail) ->mise en vibration de tuyau->rayonnement

Pour de fortes amplitudes, les vibrations de tuyaux peuventconduire à une perturbation de la quantité préinjectée avec sesconséquences sur le déroulement de la combustion (cf. § 4). Il y adonc une rétroaction de la structure sur le fluide qui nécessite deprendre en compte l’ensemble fluide/structure dans la modélisa-tion des phénomènes acoustiques. D’un point de vue pragmatique,l’ajout d’une petite masse ou d’un petit dispositif d’amortissementsur les tuyaux peut suffire à retrouver des niveaux vibratoiresn’entraînant pas de perturbation sur l’injection.

Figure 15 – Analyse temps/fréquence du bruit d’injecteur

Période du premier mode

Fermeture aiguilleÉchos successifsdu choc hydrauliquede fermeture aiguille

signal temporel de pression hydraulique

dérivée du signal temporel de pressionhydraulique

diagramme temps/fréquence du bruità 10 cm au-dessus du moteur

b

a

c






6. Le piston slap

Les jeux de liaisons, nécessaires au bon fonctionnement dumoteur, nuisent à l’acoustique. Ces jeux sont en effet à l’origine dechocs, notamment entre les pistons et les cylindres. Le phénomènede piston slap, ou basculement de piston, désigne les impactsgénérés lors du changement de signe de l’effort transversalappliqué par le piston sur le cylindre, résultant des efforts d’inertieet de gaz. Le piston passe alors d’un appui CP (côté poussée) à unappui COP (côté opposé à la poussée) ou inversement. Desallers-retours peuvent se produire plusieurs fois par cycle, lanature des mouvements dépendant du régime et de la chargemoteur. Le choc généré au changement de côté est d’autant plusintense que la pente de l’effort latéral est prononcée. En positionPMH, en cycle de compression, l’effort vertical de compression estintense (il est de l’ordre de 50 kN à pleine charge pour les moteursDiesel, c’est-à-dire environ 5 tonnes). Le changement d’obliquité dela bielle imposé par la cinématique de l’ensemble a pourconséquence un changement de signe de la résultante latérale qui,couplée à la force de compression, génère un choc important à laréception du piston par le CP. Le phénomène est illustré sur lafigure 16 .

De nombreux travaux ont étudié la corrélation directe entre lavariation du jeu de fonctionnement et le bruit de piston slap [20][24]. Une représentation du bruit moteur à 1 m est donnée sur lafigure 17 pour différentes configurations de pistons : pistons stan-dards, pistons avec jeu augmenté et jeu réduit.

La dégradation du bruit global du moteur par l’augmentation du jeu est significative, ce qui dénote le pouvoir de nuisance de jeuxsurdimensionnés. En revanche, les mesures réalisées avec le jeuminimal ne présentent qu’une diminution mineure du bruit.

Le phénomène de basculement de piston a fait l’objet de nom-breuses tentatives de modélisation, les modèles les plus perfec-tionnés prenant en compte, en plus du basculement lui-même, larotation du piston autour de son axe, les raideurs de jupes du pis-ton, l’influence de l’huile et les efforts de friction (cf. Nakashima et al. [17]). De récents travaux impliquant une instrumentation demesure complexe ont permis de mettre en évidence deux méca-nismes différents : le cold slap (claquement froid) ou croaking

(croassement), et le rattling (crépitement). Comme leurs nomsl’indiquent, les deux phénomènes sont à l’origine de bruits diffé-rents. Le premier génère un bruit plutôt basses fréquences et àcaractère tonal, et apparaît à bas régime. Le second produit unbruit hautes fréquences assez large bande (voir l’article de Kamp etSpermann [19]) et apparaît à plus haut régime. Le cold slap résulted’un basculement relativement simple d’un côté à l’autre du fût(semblable au mécanisme schématisé par la figure 16 ), et lerattling résulte d’un mouvement plus complexe impliquant plu-sieurs allers-retours d’une face à l’autre. Ces deux phénomènessont bien décrits dans les articles de Kamp et Spermann [19], et deNakada et al. [18].

7. Bruits d’entraînement

de distributionLa distribution désigne le système permettant d’entraîner en

rotation l’arbre à cames, la pompe à eau, ou encore la pompe àgazole pour les moteurs Diesel. Tous ces éléments sont pilotés parla rotation du vilebrequin par l’intermédiaire de courroies, chaînes,ou encore engrenages. Sur les moteurs d’automobile actuels, onrencontre des systèmes à courroie ou à chaîne, la cascade depignons reste essentiellement utilisée pour les moteurs de poidslourds. Nous nous limiterons ici à l’étude acoustique des systèmesà courroies crantées. Le compromis fiabilité/acoustique est particu-lièrement difficile à ajuster lors de la conception d’une distributionpar courroie. Il s’agit en effet d’un organe particulièrement fragile,et les solutions retenues pour optimiser la durée de vie d’unecourroie ne sont pas forcément bénéfiques à l’acoustique.

Il est important d’évoquer l’importance de la tension statique de

courroie dont le réglage est un paramètre d’ordre 1 sur le bruitgénéré. Plus la tension est importante, plus le bruit généré serafort. Une courroie sous-tendue aura, en revanche, une durée de vieréduite.

On distingue trois types de bruit de courroie :

— le sirènement (sifflement), lié aux chocs dents de poulie/cransde courroie ;

— le raclement (grognement), généré par les battements desbrins ;

— les bruits générés par les frottements éventuels (par exemplele bruit de cigale).

7.1 Le sirènement

Le sirènement, également appelé sifflement, est un bruitprovoqué par les chocs entre dents de poulie et crans de courroie.À chaque passage d’un cran de courroie, on peut observer deuxchocs principaux : un impact entre le sommet du cran et la poulie,ainsi qu’un impact entre sommet de dent de poulie et fond decourroie. La fréquence de sirènement dépend de la fréquenced’événement qu’on appellera Hn , égale ici au produit de la fré-quence de rotation de la poulie par son nombre de dents (soit lavitesse du vilebrequin par le nombre de dents du pignon du vile-brequin). Une seconde harmonique apparaît à 2*Hn, de par la pré-sence de deux impacts espacés d’une demi-largeur de dent.

Figure 16 – Phénomène de basculement de piston (piston slap )

Figure 17 – Effet de la variation du jeu piston-chemise sur le bruitrayonné (tiers d’octaves) : 2 0 00 tr/min, charge moyenne

1 000 2 000 4 000 6 00070

75

80

85

90

N i v e a u d e b r u

i t à 1 m (

d B )

Fréquence (Hz)

Piston sériePiston jeu min

Piston jeu max






Les deux impacts ne sont pas de même intensité. L’entre-dent decourroie est plus dur que le sommet de la dent, de par la présencede tissus et de cordes, permettant d’assurer la transmission depuissance, sous une faible couche de caoutchouc. L’impact entredent de poulie et fond de courroie est donc le plus énergétique.L’écart entre hauteur de dent poulie/courroie est donc un paramètreimportant d’un point de vue acoustique. Si l’on désire privilégier lechoc le plus mou (entre dent de courroie et fond de poulie), on a

intérêt à avoir une dent de poulie légèrement plus basse que ladent de courroie. Un compromis reste cependant à faire puisqueun écart trop important engendre des secousses de courroie, etparce qu’une dent de courroie trop haute est fragilisée (risqued’arrachement). L’ajustement est de toute façon difficile à réalisercompte tenu de l’intervalle de tolérance important sur les hauteursde dents de courroie.

Un profil de dent optimisé peut permettre de réduire le siffle-ment. On constate par exemple une meilleure prestation acous-tique pour un profil sinusoïdal que pour un profil de type créneau.

L’acyclisme de rotation du vilebrequin entraîne des variations detension de la courroie de distribution, qui observent un maximumà la fréquence de résonance du système de distribution, généra-lement situé entre 100 et 150 Hz, (3 000 à 4 500 tr/min), pour unacyclisme H2 (moteurs quatre cylindres). Les modifications detension et de vitesse engendrées par l’acyclisme provoquent une

modulation du sifflement à des fréquences Hn – H2 et Hn +H2.■ Effet polygonal

La variation de raideur de la courroie crantée due à la présencedes crans provoque sa facétisation, c’est-à-dire que sa déformationau passage d’un galet cylindrique n’est pas curviligne, mais poly-gonale. Le contact entre courroie et galets n’étant pas cylindrique,des chocs générateurs de sirènement sont provoqués au contactde chaque facette. La facétisation de la courroie peut avoir un effetnéfaste sur les galets en plastiques, qui peuvent à leur tour se facé-tiser si le nombre de nervures radiales est trop faible, et ainsi dété-riorer les prestations acoustiques.

7.2 Le raclement

Le raclement (également appelé grognement au ralenti) est pro-

voqué par les vibrations transversales des brins de courroie. Lesbrins se comportent en effet comme des cordes vibrantes, dont lafréquence du premier mode est donnée par :

avec T tension,

L longueur du brin,

µ masse linéique,

v vitesse de défilement.

7.3 Frottements de courroieDes frottements peuvent intervenir à différents niveaux et pour

plusieurs raisons. En cas de défaut de courroie (courroie taillée enbiais, non-perpendicularité entre plan de coupe et dents), celle-cipeut se déplacer latéralement et ainsi venir en contact avec lesguides et les flasques. Les contacts entre galets et courroie, ainsiqu’entre dents de poulie et courroie peuvent également être géné-rateurs de frottements. Une mauvaise adaptation des profils dedents de courroie/pignon du vilebrequin est à l’origine du bruit ditde cigale illustré sur la figure 18 .

7.4 Rôle du carter de distribution

Un carter de distribution non optimisé pour l’acoustique peutavoir des effets particulièrement néfastes. On peut noter desniveaux de bruit beaucoup plus importants avec un carter que sans,ce qui peut paraître paradoxal. Or, il est logique qu’un carter en plas-tique (souple) soit un organe rayonnant de premier plan, surtout s’ilest situé à proximité directe de la source. De plus, les carters de dis-tribution peuvent ne pas être étanches. Dans ce cas, la cavité peutservir de caisse de résonance décuplant la puissance acoustiquerayonnée par les éventuelles ouvertures. Le capotage de distribu-tion est donc un élément crucial dont il est indispensable d’optimi-ser les propriétés acoustiques (masse, amortissement, étanchéité).

8. Sifflementdu turbocompresseur

Il existe diverses solutions techniques pour suralimenter unmoteur. Le système de suralimentation par turbocompresseur etrefroidisseur d’air est le cas étudié ici (figure 19 ). Les différentsbruits classiquement rencontrés dans un tel système sont d’originemécanique (rotation du turbocompresseur) ou aérodynamique(écoulement et pression pulsée dans les conduits). Traditionnel-lement, on en distingue quatre : le sifflement, le miaulement, lebruit de souffle et le bruit de décharge. Ces trois derniers bruits neseront pas approfondis, mais simplement décrits très brièvement.

Exemple : pour une tension de 200 N , une longueur de 15 cm etune m asse linéique de 180 g/m , cette fréquence se situe aux alentoursde 100 H z pour des vitesses m oteur inférieures à 3 000 tr/m in.

f 12L---------

T µ ----- 1 v 2 µ

T ------– =

Figure 18 – Bruit de courroie typique, effet d'une mauvaiseadaptation de profils courroie/pignon (bruit de cigale)

Figure 19 – Schéma d’un circuit de suralimentat ion

0 1 000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000 7 000 8 000 9 000 10 00020

30

40

50

60

70

80

90

Fréquence (Hz)

Bruit de cigale

B r u i t ( d B )

Bruits typiques de courroie :raclement, sifflement

Changer le profil de pignon RU par le profil RU5fait disparaître le bruit de cigale

RU et RU5 types de profil de dent

Précatalyseur

Turbocompresseur

Admissiond’air

EGR

Entrée

Sortie

Refroidisseur d’airde suralimentation

EGR recirculation des gaz d'échappement

très chaud froid chaud






Le miaulement a pour origine une instabilité du rotor sur sespaliers hydrodynamiques et se situe généralement dans une bandede fréquences inférieure à 1 000 Hz pour les véhicules légers. Sapropagation et son émission sont similaires à celles du sifflementd’origine mécanique (voir § 8.1).

Le bruit de souffle trouve son origine dans la turbulence del’écoulement, il est émis par les conduits souples du circuitd’admission situés en aval du compresseur.

Le bruit de décharge peut apparaître lors d’une rapide baisse decharge du moteur : la vitesse de la roue du turbocompresseurchute brutalement et l’air comprimé situé en aval du compresseurremonte vers la bouche d’admission.

8.1 Descript ion du sifflementet de ses causes

Le sifflement, le plus fréquemment rencontré, provient dubalourd de la roue du turbocompresseur. L’excitation dans ce casest mécanique. On l’appelle sifflement synchrone car sa fréquenceest celle de la rotation de la roue. Il existe une autre source syn-chrone, de nature aérodynamique cette fois. Elle peut être liée parexemple à un défaut géométrique d’une aube de la roue ducompresseur entraînant une perturbation de l’écoulement à chaquetour. Une mesure du bruit de sifflement est donnée en figure 20 .On constate qu’il n’y a pas proportionnalité entre le régime moteuret celui du turbocompresseur du fait de l’absence de lien mécani-que entre ces deux organes. On rencontre parfois également du sif-flement supersynchrone (non représenté sur la figure 20) qui peutprovenir d’une excitation aérodynamique liée à la perturbation del’écoulement au passage de chaque aube du compresseur à proxi-mité d’un obstacle. La fréquence fondamentale de ce bruit vautainsi n fois la fréquence de rotation de la roue où n est le nombre

d’aubes du compresseur ou de la turbine (ces éléments n’ayantpas, en général, les mêmes nombres d’aubes).

Le sifflement apparaît de manière préférentielle lors d’accéléra-tions à pleine charge puisque, dans ces cas, le turbocompresseurva fonctionner à des régimes élevés. Ce bruit est perceptible dèsles bas régimes du moteur (1 500 tr/min) jusqu’à des régimes éle-vés (4 000 tr/min). Il disparaît au lever de pied, mais peut êtreentretenu lors de remises des gaz successives. Comme son noml’indique, sa tonalité est aiguë.

Le schéma acoustique de ce bruit est donné dans l’encadré 2 .

8.2 Recherche de solutionsÀ partir du schéma de propagation acoustique (encadré 2 ), plu-

sieurs actions sont à envisager.

Pour le sifflement d’origine mécanique : en premier lieu, un équi-librage soigné du rotor est indispensable. Cependant, compte tenudes vitesses de rotation atteintes par le rotor (environ200 000 tr/min), il n’est pas raisonnable économiquement de jouersur ce seul levier pour maîtriser le sifflement synchrone. Une autreaction intéressante consiste à « désensibiliser » le transmetteur enintroduisant un découpleur (cf. figures 21 et 22 joint flexible

Figure 20 – Émergence du sifflement dans le bruit du moteur

0 1 000 2 000 3 000 4 0001 000

1 500

2 000

2 500

3 000

3 500

4 000

4 500

0

5

10

15

20

R é g i m e

m o t e u r ( t r / m i n )

( m / s 2 e n d B )

Fréquence (Hz)

Miaulement Sifflement

Pour l’unité m/s2 en dB, voir l’encadré 1

Figure 21 – Découpleur destiné à isoler la ligne d’échappementdes vibrations du turbocompresseur

Figure 22 – Efficacité du découpleur

Encadré 2 – Schéma acoustique du sifflement

● Pour la partie liée à l’excitation mécanique :

effort de balourd (dit résiduel car il subsiste même aprèséquilibrage du rotor chez le fabricant de turbocompresseur)→ mise en vibration des carters de turbocompresseur → trans-fert à la ligne d’échappement et aux organes reliés au turbo-compresseur (tuyaux d’air, d’huile...) → émission acoustique principalement par le précatalyseur et les volumes de la ligned’échappement.● Pour la partie liée à l’excitation aérodynamique :

perturbation aérodynamique → pulsation de pression ensortie de compresseur → propagation dans les conduits et lerefroidisseur d’air de suralimentation (RAS) → vibration des parois de conduits souples et du RAS → émission acoustique.

Palierdu turbo-

compresseur

Découpleur

Précatalyseur

100 150 200 250 300 350 4000

5

10

15

20

N i v e a u d ’ a c c é l é r a t i o n ( m / s 2 e n d B )

Fréquence de sifflement synchrone (Hz)

Vibration amonbration amont

Vibration avabration aval

Vibration amont

Vibration aval

Pour l’unité m/s2 en dB, voir l’encadré 1






permettant de filtrer les vibrations à hautes fréquences) entre leturbocompresseur et la ligne d’échappement. On peut enfin agirsur les émetteurs en réduisant leur rayonnement pour une excita-tion donnée. Une approche calcul et modélisation par la méthodedes éléments finis est intéressante bien qu’imparfaite et délicate.Un modèle fin (cf. figure 23 ) permet de dégager des tendancesrelatives à l’influence des paramètres géométriques ou matériels

sur l’émissivité acoustique du précatalyseur. Ce qui n’est pasforcément le cas de l’approche expérimentale. En effet, à hautesfréquences, la dispersion entre deux précatalyseurs de même défi-nition technique (cf. courbes rouge et bleue figure 24 ) peut mas-quer l’influence d’une augmentation d’épaisseur de l’enveloppe(cf. courbe verte figure 24 ). Une des difficultés de la modélisationréside dans la manière de représenter la liaison entre l’enveloppemétallique (le canning ) et le monolithe (non représenté sur lafigure 23).

Pour le sifflement d’origine aérodynamique : une conception etune réalisation soignées du diffuseur et de la roue du compresseur

et de la turbine sont nécessaires pour contenir l’excitation. Unebonne homogénéité spatiale de l’écoulement à l’entrée ducompresseur est également nécessaire. Pour réduire la propaga-tion dans les conduits de la pulsation de pression, il est possibled’insérer un résonateur de Helmoltz jouant le rôle de filtrepasse-bas. Pour réduire la vibration des conduits, il convient d’agirsur la raideur des tuyaux par le choix du matériau (métal plutôt quematière plastique, mais avec une contrepartie en coût et en

masse), de l’épaisseur ou du nervurage extérieur.

9. Bruit des boîtes de vitesses

Une boîte de vitesse comporte un arbre primaire et un ou deuxarbres secondaires garnis de pignons. Chaque vitesse correspondà un couple de pignons, l’un sur l’arbre primaire et l’autre sur unarbre secondaire. Sur l’arbre primaire, relié au vilebrequin parl’intermédiaire de l’embrayage, on trouve les pignons « menants »qui lui sont solidaires. Sur le(s) arbre(s) secondaire(s), les pignons« menés » ont un degré de liberté de rotation, potentiellement sup-primé par le passage de la vitesse correspondante. Les pignonssont donc tous constamment en rotation, le pignon « mené » cor-

respondant à la vitesse utilisée entraînant en rotation l’arbre secon-daire. Les autres pignons menés, désolidarisés en rotation de leurarbre, sont appelés pignons fous. L’arbre secondaire entraîne lesroues par l’intermédiaire d’un pont de différentiel, comprenantlui-même d’autres pignons.

Les bruits de boîtes de vitesses sont générés par les chocs entreles dentures des pignons. On distingue deux phénomènes :

— le sirènement, généré par les chocs entre les pignons parlesquels transite le couple ;

— et le graillonnement, provoqué par les mouvements despignons fous.

On donne sur la figure 25 une représentation fréquence-régimed’un signal d’accélération mesuré sur une boîte de vitesse montéesur un banc de simulation d’acyclisme [25], permettant de mettreen évidence les différents bruits.

Figure 23 – Modélisation par élément s finis du précatalyseur

Figure 24 – Exemple de fonct ions de réponses en f réquencesmesurées sous excitation art ificielle pour t rois précatalyseurs(la série 1 et la série 2 correspondent à 2 pièces réaliséesselon le même plan et donnent une indication sur la dispersion)

Bride d’entrée

Bride de sortie

Canning (enveloppemétallique)

série 1 série 2 canning épaissi

0 1 000 2 000 3 000 4 000– 40

– 30

– 20

0

– 10

10

20

40

30

50

Fréquence (Hz)

Pour l’unité (m/s2)/N en dB, voir l’encadré 1

F R F [ ( m / s 2 ) / N e n d B ]

Figure 25 – Représentation f réquence-régime d'une accélérationmesurée sur une boîte de vitesse montée sur un banc de simulationd’acyclisme, d’après [25]

0 1 000 2 000 3 000 4 000

1 000

1 500

2 000

2 500

3 000

R é g i m e m o t e u r ( t r / m i n )

Fréquence (Hz)

Raie de sirie de sirènemenement

de 4e 4

e

17,55 N

Raie de sirènementde 4e H35N

Raie de sirie de sirènemenement

du pont de diu pont de différentieentiel

17,55 N

Raie de sirènementdu pont de différentiel

H17,5 N Harmonisationarmonisation

du siru sirènementement

Harmoniquesdu sirènement

Mode propreode propre

de graillonemente graillonement

22 0000 tr/mi tr/min

Mode proprede graillonnement

2 000 tr/min

Fréquences critiqueuences critiques

2 kHz et 3 kHz2 kHz et 3 kHz

Fréquences critiques 2 kHz et 3 kHz






9.1 Le sirènement (whine noise)

Le sirènement est la conséquence des chocs entre les pignonspar lesquels transite le couple. Il s’agit d’un son à caractère harmo-nique dont la fréquence est déterminée par la fréquence des chocs.Elle est donnée par le produit du nombre de dents d’un despignons par sa vitesse de rotation :

f s = Z 1 N1 = Z 2 N2

avec Z 1 et Z 2 nombres de dents,

N1 et N2 vitesses de rotation des arbres exprimées en tr/s.

Sur la figure 25 , on note la présence de plusieurs raies de sirè-nement dépendant linéairement du régime : la raie du rapport uti-lisé (4e vitesse) ainsi que ses harmoniques 2 et 3, et la raie du pontde différentiel.

Le sirènement est particulièrement perceptible en général lors del’utilisation de la marche arrière, car le couple de pignons utilisépossède une denture droite, configuration particulièrementnuisible pour l’acoustique. Les autres pignons sont à dentures héli-coïdales, ce qui permet d’atténuer les chocs à la fréquence d’engrè-nement.

9.2 Le graillonnement (rattle noise)Les sources de graillonnement sont les chocs entre les pignons

de l’arbre primaire et les pignons fous (non solidaires de l’arbresecondaire). Ces chocs sont dus à l’acyclisme du moteur, quiimpose une oscillation de la vitesse de rotation du vilebrequinautour d’un régime donné (cf. § 3). L’acyclisme provoque danscertaines conditions une rupture du contact entre pignons pri-maires et secondaires, et surtout un choc au moment du rétablis-sement du contact.

La dynamique du pignon fou peut s’écrire comme suit :— si contact :

— si pas de contact :

avec θ 1 et θ 2 déplacements angulaires des pignons primaire etfou,

Z 1 et Z 2 nombre de dent des pignons primaire et fou,

I 2 inertie de rotation du pignon fou,

λ valeur du frottement de type visqueux.

Les contacts étant gérés par des conditions géométriques, lors-que le pignon primaire accélère, le pignon fou est en contact surl’avant de la dent menante. En cas de décélération imposée par lepignon primaire, supérieure à la décélération naturelle (par frotte-ment) du pignon fou, il y a rupture du contact. Cette conditions’écrit :

avec , le couple de traînée du pignon fou.

Le pignon fou peut alors soit venir en contact sur l’arrière de la

dent menante toujours en phase de décélération et faire le trajetinverse à la reprise de l’accélération, soit reprendre directement lecontact sur l’avant pendant la phase d’accélération suivante. Leschocs à l’origine du graillonnement se produisent aux rétablisse-ments du contact entre les deux pignons. Le décollement dupignon fou dépend donc de plusieurs paramètres :

— l’acyclisme, pilotant ;

— le jeu entre les deux pignons ;— l’inertie des pignons fous ;— et la fluidité de l’huile dont dépend le couple de traînée.

L’acyclisme observé au niveau du pignon primaire n’est pas seu-lement dépendant de l’acyclisme moteur. Les modes de torsion dela chaîne cinématique complète amplifient le phénomène degraillonnement. Pour les moteurs quatre cylindres, l’acyclisme estparticulièrement prononcé pour l’harmonique 2 du régime moteur(cf. § 3.2). Le premier mode de torsion, ou mode de graillon-nement, est généralement situé vers 50-80 Hz, il est donc sollicitépar un régime moteur aux alentours de 2 000 tr/min. On retrouve

cette amplification du graillonnement sur la figure 25 , particuliè-rement marquée entre 1 500 et 2 000 Hz, plage de fréquence pourlaquelle le carter de la boîte répond fortement.

Plusieurs solutions techniques, dites à rattrapage de jeu, permet-tent d’agir directement sur la source du graillonnement,c’est-à-dire l’intensité des chocs entre dentures. Une solutionconsiste en l’adjonction d’un second pignon fou relié au premierpar un accouplement élastique. On opère une précharge en torsionentre les deux pignons avant leur accouplement sur le pignon del’arbre primaire. Ainsi, le « double » pignon fou est en contact avecles deux flans des dents du pignon primaire. D’autres solutionssont explicitées dans la référence [25].

10. ConclusionLe contrôle du bruit des moteurs d’automobiles est certainement

un des problèmes vibro-acoustique les plus difficiles à résoudre.Plusieurs raisons conduisent à ce constat :

— la complexité de la structure et des phénomènes d’excitation ;— la tendance à l’allégement des moteurs ;— les contraintes sur les gaz d’échappement afin de respecter

l’environnement ;— les performances en consommation de carburant et en puis-

sance disponible.

Dans ce contexte de compromis délicat, il faut souligner lesprouesses effectuées par les constructeurs qui ont réussi des avan-cées notables en matière de réduction de bruit. C’est une actionglobale qu’il convient de mener, car réduire l’effet d’une sourcedominante conduit à l’émergence des autres sources.

Un autre effet est omniprésent, c’est la dispersion des perfor-

mances acoustiques des moteurs d’un même modèle, c’est natu-rellement de faibles différences structurelles, les jeux fonctionnelsnotamment, qui en sont l’origine principale.

Ce dossier a tout d’abord souligné l’importance du comporte-ment dynamique de la structure. À ce niveau, les moteurs moder-nes sont très différents des plus anciens. Par exemple, on utilise lespièces annexes, comme le carter d’huile, pour augmenter la rai-deur du groupe motopropulseur. Cet effet est utilisé pour position-ner les premières fréquences de résonance du GMP en dehors desexcitations basses fréquence très énergétiques.

Les efforts d’inertie sont à l’origine du bruit en basse fréquence.Pour un moteur à quatre cylindres en lignes, ils produisent le bruitdit de bourdonnement particulièrement gênant dans les véhicules.Des systèmes comme les arbres d’équilibrage ou le double volantamortissant permettent de réduire l’effet des efforts d’inertie.

Le bruit de combustion touche au fondement du fonctionnementdu moteur, la vitesse de montée en pression est un élément domi-nant et explique pour une large part que le contrôle du bruit desmoteurs Diesel est plus délicat que celui des moteurs à essence.

Les systèmes d’injection des moteurs Diesel produisent un bruiten haute et moyenne fréquence. C’est le comportement hydrau-lique qui domine l’émission sonore.

Le claquement de piston ou piston slap est lié au jeu fonctionnelentre chemise et piston, il se traduit par des chocs latéraux lors dumouvement cyclique du piston. Les jeux des moteurs de série sonten général assez faibles pour limiter le phénomène qui s’amplifiebeaucoup pour des jeux plus forts.

θ 2 Z 1/ Z 2 θ 1= ̈ ¨

θ 2 λ /I 2– θ ˙ 2= ¨

θ 2 Ct / I 2– < ¨

Ct λθ ˙2=

θ 1¨



Dossier délivré pour

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VIBRO-ACOUSTIQUE DES MOTEURS D’AUTOMOBILE

T

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ec

hniques de l’Ingénieur

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es bruits de distribution sont liés aux systèmes d’entraînementdepuis le vilebrequin jusqu’aux organes comme l’arbre à came, lapompe à eau, etc. La diversité de systèmes d’entraînement nous aconduit à la présentation des solutions techniques les pluscourantes comme les courroies crantées. Nous avons décrit lesphénomènes conduisant aux bruits typiques de sifflement ou sirè-nement, raclement, et frottement.

La réduction du bruit des moteurs d’automobile a fait d’énormesprogrès, mais la technologie de cet objet complexe est enconstante évolution et recherche d’amélioration. Notre seule ambi-tion dans ce dossier a été de jeter les bases d’un des problèmes lesplus emblématique de l’étude des phénomènes vibro-acoustiques. Tout est difficile ; la conception naturellement, mais aussi lesmesures de caractérisation compte tenu d’un environnement hos-

tile (température, mouvement d’air). Pourtant, la réduction du bruitet maintenant la qualité sonore sont en constante améliorationdémontrant le talent des ingénieurs en charge du problème.

Références bibliographiq

ues

Remer

ciements

L

es auteurs remercient Étienne PARIZET (Laboratoire Vibra-tions Acoustique, INSA Lyon), Stéphane CLOAREC, J ean-LucBOURACHOT, Christophe CHALU, Thierry MARTIN, AlainBODRERO et Bruno BERNARD (Renault) pour leur participationà l’élaboration de ce dossier.

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Acoustique des transports bm2773

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