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EXPERTISE D’UN TURBOCOMPRESSEUR Garrett GT1549S (703245-1) Page 1 sur 39 Ali SEKAI

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EXPERTISE D’UN TURBOCOMPRESSEUR Garrett GT1549S (703245-1)

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Ali SEKAI

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« […] Le mouvement organisateur et créateur de la pensée est un complexe dialogique mettant en œuvre les compétences complémentaires et antagonistes de l’esprit comme distinguer-unifier, analyser-synthétiser, individuer-généraliser, abstraire-concrétiser,

déduire-induire, objectiver-subjectiver, vérifier-imaginer. La pensée établit une dialogique entre le rationnel et l’empirique, la logique et l’analogique, le rationnel et le mythique, le précis et le flou, la certitude et l’incertitude, l’intention et l’action, les fins et les moyens.

Derrière ces dialogiques il y a le doute, la volonté, l’imagination, le sentiment, l’angoisse devant le mystère du monde… C’est dire que la pensée implique tout l’être. »

Edgar MORIN La Méthode 5, Edition de poche, p115.

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USOMMAIRE

PREAMBULE ………………………………………………………………………………………… p 4 PROBLEMATIQUE ET OBJECTIFS ……..………………..…………………………………… p 5 ARTICLE UFC DU 02/2006 ………………………………………………………………..….… p 7 ETUDE GLOBALE D’UN TURBOCOMPRESSEUR D’AUTOMOBILE …………..…. p 9 DONNEES TECHNIQUES DISPONIBLES ………………………………………………..… p 13 AVARIES CONSTATEES …………………………………………………………………….... p 14 PLANCHE A PHOTOS …………………………………………………………………….... p 15 ORIENTATIONS DE L’ETUDE …………………………………………………………………..… p 16

VERIFICATION DE LA TENUE DES APPUIS DU ROTOR EN MODE RIGIDE

Surcharge aux paliers hydrodynamiques due au balourd ……………………………..… p 17 Efforts aérodynamiques appliqués au rotor ……………………………………………..….. p 19

Vérification de la tenue des paliers lisses ..……………………………………………….... p 22 Vérification de la tenue de la butée axiale …………………………..…………………….... p 23

PHENOMENES VIBRATOIRES EN MODE FLEXIBLE Analyse des fréquences propres

Des ailettes de la roue de compresseur …………………………………………………… p 26 De l’ensemble tournant Etude analytique …………………………………………………………….. p 29 Simulations numériques …………………………………………………………….. p 31 Les fréquences d’excitations ……………………………………………………………… p 33 Equilibrage des rotors flexibles ……………………………………………………………… p 35

COMPARAISON AVEC LE T2 …………………………………………………….……….. p 36 SCENARIO PROPOSE DE DEFAILLANCE .…………………………………………………… p 36 VALIDATION DES ACTIONS CORRECTIVES ………………………………………….. p 37 CONCLUSIONS ET PROPOSITIONS ……………………………………………………………… p 38 BIBLIOGRAPHIE …………………………………………………………………………………………… p 39

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UPREAMBULE

Ce dossier constitue une réponse à une demande effectuée par un propriétaire d’un RENAULT

Scenic II année 2002, 1.9 Dci (moteur F9Q) dont le moteur est venu à casser après la défaillance du turbocompresseur de marque Garrett de la famille des GT1549S (réfs. constructeur : 7700108052, n° turbo : 703245-1), afin de le conseiller sur une éventuelle action collective en justice aux regards du danger potentiel survenu lors de la défaillance et de toutes les dépenses qui en découlent.

Après une étude statistique réalisée par l’UFC, il ressort que 2 types de motorisation sont

concernés par l’avarie : les moteurs 1.9 Dci F9Q de 105 et 120 cv produits pendant les années 2000 à 2003 et montés sur les LAGUNA II, SCENIC II et MEGANE. Cette panne survient autour des 80 000 Kms et 120 000 Kms.

Depuis 2006, maintes actions de négociations et d’expertises techniques mandatées par des compagnies d’assurances, sont arrivées à ce qu’une prise en charge intégrale des dépenses de réparation sur le modèle de 120 CV soit enfin acceptée. Celle-ci est valable exclusivement sous certaines conditions : celles qui consistent à avoir entretenu intégralement le véhicule depuis son achat auprès d’un garagiste affilié à la marque RENAULT, que le véhicule ait moins de 5 ans dont le kilométrage soit compris entre 50 et 150000 Kms et datant d’avant juin 2003 . Ces contraintes sont très restrictives et condamnent la majorité des défaillances à ne pas être prises en charge.

Cependant ce premier demi succès constitue déjà un aveu de la part du constructeur sur la faiblesse du turbocompresseur cité plus haut et sur ses responsabilités en terme de sécurité routière et de durée de vie du produit vendu. En effet le taux de défaillance de ce type de turbocompresseur est anormalement élevé vis-à-vis du taux maximum admissible de 3 % (selon les dires de RENAULT ) et rajoute que des modifications techniques sont survenues pour palier à une « insuffisance » due à des conduites « singulières » à bas régime.

Ce dossier se veut être une première étape, non décisive, dans l’expertise « indépendante » du turbocompresseur incriminé (Voir l’ensemble des témoignages recueillis par l’UFC et la DGCCRF). Les premières conclusions et interprétations techniques et non juridiques seront mis à disposition du demandeur et de l’UFC (Que choisir) afin de confirmer ou réfuter l’acte d’accusation de « tromperie sur la qualité substantielle de la chose vendue » et mise en danger de la vie d’autrui.

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PROBLEMATIQUES ET OBJECTIFS L’enjeu technique consiste à expertiser un exemplaire du turbo mis sur le banc des accusés.

PREPARATION PREALABLE Cet exercice implique nécessairement, dans un premier temps, la connaissance exhaustive de

l’historique du véhicule sur lequel le turbocompresseur a été monté puis dans un second temps les symptômes de dysfonctionnement qui ont entraîné l’immobilisation du véhicule après défaillance ou tout juste avant. Ensuite, arrive l’instant du démontage pendant lequel il est primordial de ne pas effacer, par mégarde, toute sorte d’indices ou, à contrario, en rajouter par un démontage brutal. OBSERVATION DES AVARIES L’observation de l’état des pièces : usure, stries, couleur, déformations, arrachements … sont autant d’indices afin de remonter aux différentes causes « originelles » qu’elles soient issues ou non d’une erreur endogène de conception, de fabrication, d’entretien ou d’une cause exogène malencontreuse . En effet l’objectif principal consiste à recenser les causes hautement probables vis à vis du « passif » du turbocompresseur et de proposer u ou plusieurs scénarios de défaillances. Il s’agit d’avancer dans les conjectures en proposant des hypothèses à priori sensées pour essayer de les confirmer ou infirmer à l’aide d’outils scientifiques et techniques. COMPETENCES TECHNIQUES ET MOYENS DEPLOYES L’expertise nécessite des compétences de mécanique générale et spécifiques aux turbo-machines. Ce champ disciplinaire est encore l’un des derniers où l’emprise du savoir faire empirique expérimental prédomine. Ce qui a pour conséquence de ne pas pouvoir disposer d’outils prédictifs précis de toutes les situations. Cependant les outils déployés permettront, tout de même, d’orienter mes conclusions et interprétations. Celles-ci pourront servir les investigations futures des essais in situ (en conditions réelles). En effet aucuns essais de durées de vie couplés à des analyses vibratoire et thermique sur échantillons n’ont pu être possible en raison du coût prohibitif pour des particuliers démunis de fonds. C’est pourquoi seuls des simulations numériques de comportements me permettront de m’orienter vers certaines présomptions de « pathologies ». Les aspects « statistique » et « juridique » ne sont pas abordés mais constituent des démarches parallèles venant se greffer aux conclusions du dossier pour constituer un tout cohérent ou non pour répondre au 2 chefs d’accusation : « tromperie sur la qualité substantielle de la chose vendue » et mise en danger de la vie d’autrui. La démarche se veut non tendancieuse c’est-à-dire ne privilégiant aucune voie d’interprétation sauf celle de la logique rationnelle.

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ORGANIGRAMME D’ETUDE

Entretien réel

Type de conduite Kilométrage

Infos techniques du véhicule

HISTORIQUE

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AVARIES OBSERVEES

ORIGINES PROBABLES

VALIDATION REFUTATION PARTIELLES

SCENARIOS PROBABLES

PROPOSITIONS D’ACTIONS

CORRECTIVES

Usure Stries

Déformations Arrachements

Présence d’huile (brûlée, cokéfiée) Orifices d’alimentation bouchés

Fissure, écaillage Couleur

Grippage Encrassement …

Défaillances, faiblesses :

Endogènes : conception « limite », erreurs de fabrication Exogènes : mauvais entretien, mauvaise réfection

Adaptation compresseur/moteur Analyse du balourd en mode rigide

Analyse des modes vibratoires Réactions aux paliers et butée

Commentaires sur les modifications entreprises

CONCLUSIONS

COMPARAISON AVEC LE

TURBO T2

ESSAIS EXPERIMENTAUX DE FIABILITE

(A réaliser)

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ARTICLE PARU DANS LE MAGASINE « QUE CHOISIR » de février 2006

Le plus diffusé des moteurs turbo diesel Renault n'est pas fiable. Devant l'avalanche de casses brutales dont les consommateurs sont victimes, Que Choisir a enquêté. Renault nie un vice de conception, réfute tout risque pour la sécurité et ne propose qu'une prise en charge partielle des réparations. Décevant.

avait entraîné la

le

é sur

Nous acceptons de prendre en Tcharge 80 % du montant des réparations sur les véhicules victimes d'une casse de turbo eTntre 80 000 et 120 000 km. » Il aura fallu de nombreux mois et plusieurs articles de la presse spécialisée pour que Renault lâche enfin cette décision commerciale. Décision qui ne nous satisfait pourtant pas, loin s'en faut ! Car le dossier est épais. Plusieurs dizaines d'automobilistes nous ont fait part des avaries chroniques dont est victime le moteur Renault 1.9 Dci turbo diesel à de faibles kilométrages. Commercialisé à raison de cinq cent mille exemplaires chaque année, ce moteur équipe TAujourd’hui plusieurs millions de voitures aussi diffusées que les Scénic, Laguna, Mégane et Espace. Et force est de consta- ter que son taux de panne est supérieur à la moyenne. Il y a quelques années, ce même turbo diesel avait défrayé la chronique pour des soucis de courroies d'accessoires défectueuses. Renault avait mis très longtemps à reconnaître le défaut, à y apporter un remède (ajout d'une roue libre sur l'alternateur) et à indemniser les consommateurs. Vu le nombre de voitures concernées et le montant des réparations, l'affaire a eu un impact économique très

ort pour le constructeur et

colère de Louis Schweitzer, alors patron du groupe, qui n'avait été mis au courant du dossier que très tardivement.Aujourd'hui, le nouveau P-DG fraîchement débarqué du Japon où il a brillamment redressé Nissan, Carlos Ghosn, hérite d'un nouveau dossier sensible qui concerne toujoursmême moteur : une faiblesse du côté du turbo. Car, depuis 2000 et le lancement de la Laguna II, Renault a inaugurce 1.9 Dci le turbo à géométrie variable (TGV). Une solution technique qui permet de gagner en agrément (couple à bas régime) sans sacrifier à la puissance... mais qui souffre de défauts de fiabilité flagrants. C'est d'ailleurs ce que reconnaît en partie Renault.

Le turbo sous contrainte D'un point de vue technique, les responsables des programmes diesels de l'ex-Régie expliquent que, dans des conditions d'utilisation bien spécifiques, la première génération de ce turbo avait effectivement du mal à encaisser les contraintes, principalement le sous-régime, fréquentes sur ce type de moteur riche en couple.

À demi-mot, les techniciens de chez Renault avouent même n'avoir pas pu envisager tous les types de conduite possibles lors du développement de ce moteur. Développement qu'on peut imaginer très rapide puisqu'en face, les concurrents de chez PSA Peugeot-Citroën piquaient des

fTPlusieurs millions

de véhicules sont concernés

T Que Choisir 434 —février 2006

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Tparts de marchés avec leur Hdi ! Du coup, devant les pannes en cascade, Renault a demandé à son fournisseur de turbo, Honeywell-Garett, de revoir sa copie. Eadoption d'une butée de calage fiabilisée, associée à une nouvelle roue de compresseur, est censée avoir éradiqué ces soucis. Donc, pas de vice de conception, affirme le constructeur. Une partie seulement des modèles Dci risquerait donc la casse. Quelques centaines, quelques milliers ? Renault ne précise pas.

De son côté, Renault campe pourtant sur sa position et rejette toute remise en cause de la sécurité. La firme au losange justifie ainsi de ne pas avoir à diligenter de rappel : « 11 est inutile d'alarmer les gens au sujet d'un problème qui ne relève que d'incidents mécaniques», affirme la direction de la communication de Renault. Le constructeur préfère gérer les litiges au cas par cas. Deux notes techniques confidentielles à destination des concessionnaires et agents du réseau précisent les opérations mécaniques ainsi que la prise en charge des avaries. Si on les résume : 80 % des réparations seront prises en charge ou remboursées pour les dossiers antérieurs, à partir du moment où le client est capable de prouver le bon entretien de son auto (factures de concessionnaires ou de professionnels de l'automobile si les révisions sont effectuées en dehors du réseau Renault). Ceci concerne les véhicules qui connaissent l'avarie entre 80 000 et 120 000 km. Bien évidemment, si le turbo doit être remplacé à très faible kilo-métrage, autrement dit, à moins de 50 000 km, Renault prendra toute la facture à sa charge.

Des conséquences dramatiques TMais quand bien même ils ne seraient que quelques dizaines, l'UFC-Que Choisir estime que le constructeur, cinquième groupe automobile mondial, devrait accorder plus d'importance à ces pannes aux conséquences potentiellement dangereuses. Car un turbo qui rend l'âme, c'est un moteur qui perd soudainement sa puissance puis s'emballe jusqu'au surrégime, sans qu'on puisse le stopper, avant finalement de casser. Des phénomènes qui peuvent placer le conducteur en fâcheuse posture, l'amener à mal réagir et à mettre sa sécurité en péril. D'autant que tout cela s'accompagne de vacarme (moteur qui hurle) et de fumées (huile brûlée). Les témoi-gnages en notre possession prouvent que des drames ont été évités de justesse (dépassement avorté sur la file de gauche d'une autoroute fréquentée, etc.) et que, souvent, les occupants ont été légitimement paniqués (arrêt prolongé sur la bande d'arrêt d'urgence où l'espérance de vie est des plus réduites).

TRenault minimise TLe Syndicat des experts indépendants (SEI) détaille les risques sans détour : « Une avarie de cette nature met en danger les occupants du véhicule et, possiblement, les autres usagers. Sur voie rapide, si l'avarie se produit sur voie de gauche dépourvue de zones de sauvegarde et dans l'impossibilité de rejoindre la bande d'arrêt d'urgence, le véhicule devient un obstacle fixe générateur d'accident mortel. En circulation urbaine, ne serait-ce qu'à 50 km/h, un temps réflexe d'une seconde représente un parcours de quatorze mètres — distance suffisante pour faire une ou plusieurs victimes sur un passage piétons. » Et l'expert auprès de la cour d'appel de Paris, Gérard Bou-tarie, de conclure : « Ces commentaires ne sont pas de pure doctrine. Nous avons traité différents dossiers sur missions reçues des tribunaux, qui recoupent sur le terrain les données présentées. »

Devant le refus de Renault d'organiser une action d'envergure pour éradiquer le problème, l'UFC-Que Choisir aurait apprécié a minima une prise en charge totale de la réparation, sans limite de kilométrage. Mais sur ce point également, Renault campe sur ses positions : « La durée de vie d'un turbo est d'environ 150 000 km, en participant à hauteur de 80% de son remplacement avant cette échéance, nous estimons assurer une politique commerciale satisfaisante » , précise officiellement la communication de Renault. De quoi agacer les clients pour qui un diesel se doit d'avaler sans coup férir plus de deux cent mille kilomètres, au bas mot !

Au final, le constructeurminimise l'affaire et nie ladangerosité. Pourtant, la Direction générale de la concurrence, de la consommation et de la répression des fraudes, saisie de plusieurs dizaines de dossiers de victimes, a dressé un procès-verbal auprès du procureur de la République dont le chef d'incrimination n'est pas anodin : « Tromperie sur la qualité substantielle de la chose vendue. » Le parquet pourra décider, ou non, d'ouvrir une instruction. Au magistrat d'apprécier le dossier et la convergence des dizaines de témoignages qui lui ont été transmis.

Procès-verbal pour tromperie dressé par la DGCCRF

Michel Ebran avec le service juridique

Que Choisir 434 — février 2006

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LE TURBOCOMPRESSEUR

PRESENTATION GENERALE

Depuis que les contraintes environnementales de pollution sont devenues de plus en plus contraignantes pour les constructeurs automobiles : une limite de 120g/km de COR2R est prévue en 2012 et entraînera implicitement une diminution des consommations moyennes de carburant moteur à une limite maximale de 4.63 l/km. En conséquence toute modification ou recherche de solutions sera faite dans l’optique de l’ « écosuralimentation » et du « downsizing » (recherche de la plus petite cylindrée à performances égales) et non pas d’une suralimentation de puissance pour moteurs sportifs. Une faible consommation pour un niveau de performance quasi-identique (isoprestations) implique une augmentation du taux de remplissage du moteur (augmentation fictive de la cylindrée) satisfait par :

o Le principe de SURALIMENTATION, dont la conséquence principale est l’augmentation de la PME (travail moteur sur un cycle ramené à sa cylindrée) : le moteur travaillera sous plus forte charge (contraintes mécaniques plus sévères).

Le système de suralimentation idéal doit offrir :

- une grande plage de débits d’air disponible sous pression, - une réponse immédiate à la demande du moteur, - un bon rendement global, - une gestion simple du système, - une grande fiabilité de fonctionnement, - et un faible coût de fabrication.

Le turbocompresseur est le système le plus rencontré en raison :

- d’un « bon » rendement énergétique global vis à vis de l’énergie quasi-gratuite des gaz d’échappements,

- et de son coût de fabrication optimisé. Cependant il possède des inconvénients qui peuvent être « ressentis » comme nuisibles au confort de conduite :

- un temps de réponse assez long pour de fortes accélérations au démarrage et un peu moins lors de reprises sur route,

- et manque de couple aux bas régimes : mauvais agrément de conduite.

Toutes les possibilités d’améliorations du système font appel à des solutions techniques connues ou légèrement extrapolées et n’induisent aucune révolution dans la conception des véhicules :

- Améliorations des profils aérodynamiques : géométries variables, - Boucle de régulation électrique plus rapide et précise, - assistance électrique du turbocompresseur ou d’un compresseur additionnel à bas régime

moteur et en fonctionnement transitoire,

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- ou assistance électrique complète : on supprime la turbine et la remplace par un moteur électrique à grande vitesse.

UETUDE DE LA COMPRESSION

La compression de l’air s’accompagne d’une élévation de sa température. Les échanges thermiques

entre le compresseur et l’extérieur sont faibles par rapport aux débits d’air traversant le compresseur et on peut considérer que la compression de l’air est une transformation adiabatique. Dans ce cas, la puissance nécessaire à la compression isentropique de l’air de débit qa est donnée par :

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En pratique, la compression de l’air n’étant pas isentropique, l’élévation de température réelle de l’air est plus grande que la valeur isentropique correspondant à la transformation théorique réversible. Le rapport entre la puissance de compression théorique isentropique et la puissance de compression réelle définit le rendement de compression isentropique qui permet d’écrire l’expression de la puissance de compression réelle suivante :

Pour un compresseur donné, la valeur du rendement dépend des conditions d’utilisation, et plus particulièrement du débit d’air et du rapport de compression au point considéré. Ces valeurs sont précisées par la carte de performance correspondante. La valeur maximale du rendement du compresseur dépend de sa conception et de ses dimensions. Les compresseurs utilisés en automobile ont une roue de grand diamètre, égal à 50 mm environ, et un rendement maximal de 80 %. On peut espérer obtenir un rendement de 84 % avec un compresseur de 100 mm de diamètre sur un moteur industriel. La définition précédente permet d’écrire la formule :

UETUDE DE LA DETENTE

La détente des gaz dans la turbine peut être considérée comme une détente adiabatique car le débit

de gaz est relativement important en regard des pertes thermiques. La puissance délivrée par la turbine est proportionnelle au débit de gaz ainsi qu’à la différence de température due à la détente des gaz. La puissance théorique obtenue lors d’une détente adiabatique réversible est donnée par :

T4 P4 Cpg

T2 P2 Cpa T5

P5 Cpg

T1 P1 Cpa

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En pratique, la détente n’est pas isentropique et la différence de température obtenue dans la détente est inférieure à la valeur isentropique théorique. Comme pour le compresseur, on définit un rendement isentropique qui est le rapport entre la puissance récupérée à la turbine et la puissance théorique qui serait obtenue lors d’une détente adiabatique réversible. La puissance réelle fournie par la turbine est donc donnée par les relations suivantes :

UCOUPLAGE COMPRESSEUR TURBINE Autonomie du turbocompresseur Lorsque le turbocompresseur est en fonctionnement stabilisé autonome, la puissance délivrée par la turbine équilibre la puissance absorbée par le compresseur et on peut écrire la relation thermodynamique suivante :

Cette relation permet de déterminer les conditions de fonctionnement d’un turbocompresseur pour que celui-ci soit en équilibre. En particulier, on peut remarquer que, pour des conditions de fonctionnement du compresseur données, la diminution du rendement de la turbine ou du compresseur, la réduction du débit de gaz dans la turbine ou une baisse de température des gaz d’échappement s’accompagneront nécessairement d’une augmentation de pression à l’entrée de la turbine.

UADAPTATION DU TURBOCOMPRESSEUR AU MOTEUR

Le moteur suralimenté par turbocompresseur est vulnérable à basse vitesse de rotation en pleine charge car le faible débit de gaz dans la turbine se traduit par un manque d’énergie et donc une pression d’air trop faible par rapport aux besoins du moteur. Dans tous les cas de suralimentation d’un moteur de traction routière, on favorisera l’adaptation du turbocompresseur au régime de couple maximal, éventuellement à une vitesse inférieure et à plein couple. Sensibilité du moteur Diesel à la suralimentation Les limites de fonctionnement d’un moteur Diesel sont liées aux conditions d’alimentation en air :

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— une pression de suralimentation trop faible entraîne des fumées et des températures d’échappement excessives ; — une pression de suralimentation trop élevée peut entraîner des pressions maximales de combustion non acceptables pour la tenue mécanique du moteur. La définition de la turbine joue un rôle important dans le réglage de la pression de suralimentation. Pour un régime donné, une petite turbine entraîne un niveau de pression d’air plus élevé qu’une turbine de perméabilité plus grande. Le choix de la turbine influera sur la forme de la courbe de couple, une petite turbine permettra de s’éloigner des limites de fumée et de température à faible régime — et donc d’augmenter le couple — mais conduira à limiter la puissance à vitesse élevée à cause des pressions de combustion trop élevées. Inversement, une turbine plus grande favorisera le régime de puissance nominale mais imposera une limite de couple plus basse à faible vitesse.

UTEMPS DE RÉPONSE DU TURBOCOMPRESSEUR Paramètres influents :

• Inertie mécanique : l’inertie de l’ensemble tournant contribue pour une grande part à la réponse en termes d’accélération. La roue de turbine elle-même représente plus des 2/3 de l’ensemble. L’utilisation des céramiques permet un gain important (masse volumique trois fois moindre que celle du nickel). De même, les développements aérodynamiques ont permis de réduire de 20 % les diamètres des roues de turbine et de compresseur au cours de ces dix dernières années.

• Influence des paramètres aérodynamiques : en début d’accélération le turbocompresseur n’est pas toujours autonome et le compresseur et la turbine se comportent comme des freins à la mise en mouvement de la veine d’air. Il est important que l’installation d’admission et d’échappement soit formée de conduits perméables, en particulier l’entrée du compresseur doit avoir le plus grand diamètre possible (petit compresseur mais grand « trim »).

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DONNEES TECHNIQUES DISPONIBLES

Moteur 1.9 Dci : diesel à injection directe, pompe d’injection BOSCH CP3. Type = F9Q Cylindrée = 1870 cm3 Ralenti = 800 +/- 50 tr/min Diam. Alésage = 80 mm Régime max. = 4500 tr/min en charge Course pistons = 93 mm Puissance max. = 105 cv 2 soupapes/cylindre Rapport volumétrique = 19 Pression de compression = 22 Pme(max) = 12.55 Turbo Famille des GT1549S Roue de compresseur : Roue de turbine : N° : 703245-1 Diam. Ext. = 49 mm Diam. Ext. = 40 mm

Trim = 50 Trim = 70 Pas de système à géométrie variable coté turbine. Pas de volute turbine à conduit double. Paliers hydrodynamiques lisses monobloc fixe/carter (petits turbos). Butée axiale à 6 patins fixes. Etanchéité dynamique par segment coté turbine et compresseur. Dérivation des gaz d’échappement par « WasteGate », soupape intégrée à la volute et actionnée par vérin pneumatique. Pas de refroidissement par eau du carter central. Les cartographies des champs compresseur et turbine de ce type de modèle ne sont pas communiquées.

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LES AVARIES OBSERVEES

UAU DEMONTAGE DU TURBO CE QU’ON OBSERVE Présence d’huile du coté du conduit de turbine Jeu axial de l’ensemble tournant évalué à 1 mm Bords extérieurs des ailettes du compresseur arrachées Usure, stries profondes au niveau de l’entrefer roue compresseur/carter Usure et grippage de la coupelle pare feu Face latérale de la turbine (coté coupelle pare feu) usée, rongée circulairement) Segment d’étanchéité dynamique coté compresseur usé, découpé partiellement en intérieur Segment d’étanchéité dynamique coté turbine usé, découpé partiellement en intérieur Huile cokéfiée partiellement sur la gorge de déflexion d’huile coté turbine Usure très profonde de la butée axiale (1 mm) Changement de couleur des surfaces d’appui sur butée d’une bague montée sur arbre de turbine. CE QU’ON N’OBSERVE PAS Pas de présence d’huile excessive coté conduit de compresseur Pas d’arrachement d’ailettes coté turbine Pas d’usure, de stries de grippage sur les paliers lisses Aucun bleuissement ou changement de couleur de l’arbre au niveau des paliers lisses hydrodynamiques Pas de trous d’alimentation en huile obstrués Pas de traces de chocs de corps étrangers sur les aubages compresseur ou turbine Pas de dépôt excessif de calamine ou autres sur les ailettes de turbine Système de décharge « WASTEGATE » fonctionnant sans anomalie.

UAVARIES COLATERALES Fuite d’air au niveau de l’échangeur air/air entre sortie de turbo et l’entrée de l’échangeur.

USYMPTOMES DE DEFAILLANCES AYANT CONDUIT A L’IMMOBILISATION DU VEHICULE Fumée grise-bleue à l’échappement lors d’un relâché de pédale soudain précédé d’une accélération franche Moteur bruyant sifflotant Manque de puissance Durée entre le début des symptômes et l’immobilisation du véhicule = 6 mois Dont 5 mois et 1/2 en supportant des symptômes « très légers ».

UPROFIL DE CONDUITE Véhicule de première main datant des années 2002 ayant roulé 105 000 kms Conduite « molle » (proche du sous régime), très souvent urbaine (vitesse <70 km/h) Entretien exclusif chez garagiste affilié à la marque RENAULT sans aucun retard à constater Aucune avarie du moteur.

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PLANCHE A PHOTOS

Rotor et sa butée axiale.

Roue de compresseur, ailettes arrachées en périphérie.

Turbine et arbre de turbine. Usure frontale.

Butée axiale usée et creusée en son centre. Nouvelle butée axiale depuis 2004

Bague d’appui sur butée, bleuissement périphérique.

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ORIENTATIONS ORIGINES DES AVARIES CONSTATEES AU NIVEAU LOCAL

CE QUI SERA ETUDIE

L’usure très profonde de la butée axiale à patins fixes mène directement à l’évaluation de la portance maximale lors d’un fonctionnement en régime hydrodynamique établi (stationnaire). L’usure de la butée (et aussi des segments « cognants » sur les épaulements), se présente du côté turbine, indiquant par là, le sens de la résultante des efforts s’exerçant sur celle-ci : de la turbine vers le compresseur. L’objectif est d’évaluer les forces axiales s’exerçant dans des cas les plus défavorables sur la butée. Celles-ci peuvent avoir 2 origines : l’une aérodynamique, l’effet des gaz d’échappement sur la turbine et l’autre d’origine vibratoire liée à la mise en résonance de l’ensemble tournant induisant des efforts supplémentaires à la butée. De plus les effets du balourd résiduel (déséquilibre dynamique de l’ensemble tournant) seront quantifiés et qualifiés en mode rigide au niveau des paliers lisses. L’influence d’un environnement sévère sera également évalué : température excessive (chute de la viscosité donc de la portance), pollution de l’huile (eau, particules), fuite d’air à l’admission (surcharge à la butée). CE QUI NE SERA PAS ETUDIE

Le phénomène de pompage, qui a des effets dévastateurs sur les ailettes du compresseur (fatigue accélérée), ne sera pas étudié compte tenu d’aucunes avaries de type rupture par fatigue à la base des ailettes n’a été détecté. De plus aucun claquement bruyant n’est apparu à la conduite.

L’adaptation de la turbine au compresseur, et du compresseur au moteur ne le sera pas non plus n’ayant décelé aucune anomalie de comportement du moteur en termes de : puissance, agrément de conduite et de consommation de carburant avant défaillance.

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EFFETS DU BALOURD DYNAMIQUE SUR LES ACTIONS MECANIQUES AUX APPUIS EN MODE RIGIDE

ETUDE ANALYTIQUE

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La forme de l’opérateur d’inertie du rotor dans le repère tournant au point O sur l’axe est donné par :

[ ]0

0

, ,

(1)

X Y Z

A F EI F B D

E D C

− −⎛ ⎞⎜ ⎟= − −⎜ ⎟⎜ ⎟− −⎝ ⎠

0X X=

0Y

O

L

G bA B

a

Le balourd dynamique est produit par les termes E, F. Le torseur des actions mécaniques produit par l’inertie du rotor au point O s’écrit :

/

, , ,

0 0² ²

²O R

O X Y Z

T mb E Fmb F E

θ θ θθ θ θ

⎛ ⎞⎜ ⎟

⎟= − −⎜⎜ ⎟− −⎝ ⎠

avec θ l’angle entre 0Y et Y , angle de rotation d’axe fixe X .

On écrit l’équilibre du rotor sur les 2 appuis simples dans le repère tournant du rotor. Résultante nulle : ²A BY Y mbθ+ = et A BZ Z mbθ+ = − Moments en A : ² ²BLY mb a F Eθ θ− = + θ et ²BLZ mb a F Eθ θ θ+ = − Après résolution :

²( ) ²A

mb L a F EYL

θ θ− − −=

θ et ( ) ²A

mb L a E FZL

θ θ θ− − + −=

²B

F E mbYL

²aθ θ θ+ += et ²

BF E mb aZ

Lθ θ θ− −

=

Les efforts radiaux encaissées de manière périodique par les paliers en A et B s’expriment par :

²A A A ²R Y Z= + et ² ²B B BR Y Z= + Données : θ : accélération angulaire = 7330 rd/s² : passage de 0 à 70 000 tr/min en 1 seconde, θ : vitesse de rotation maximale = 200 000 tr/min = 20943.95 rd/s

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J’ai choisi un déséquilibre à peu près 10 fois plus grand que le balourd résiduel admissible : 2e-4 g.mm. En effet j’ai retiré 2 masses « en phase » de 0.147 g chacune aux 2 extrémités : l’une sur l’écrou et l’autre sur le nez de turbine (comme cela se fait pour la correction d’équilibrage).

Le balourd ainsi provoqué est de : b.(masses enlevées) = 0.007x2x0.147 = 2 e-3 g.mm

L = a = 0.02 m, b= 7e-6 m, m(rotor)= 0.137136 kg, E = -0.03 g.mm² , F = 8.09 g.mm²

RESULTATS

BALOURD DE 2 e -3 g.mm

(10 fois + grand/cahier des charges) => RA = 177 N RB = 600 N

Risque de grippage aux paliers P

*P(si balourd hors norme)

BALOURD DE 2 e -4 g.mm (limite admise) :

L = a = 0.02 m, b= 0.687e-6 m, m(rotor)= 0.137358 kg,

E = 0.1379 g.mm² , F = 1.1768 g.mm² Selon cahier des charges => RA = 26 N RB = 67 N

En rajoutant une charge majorée d’origine aérodynamique (Cf. p21) de 59 N on arrive à une force radiale de 59 + 67 = 126 N => Pas de risque de grippage au palier si l’équilibrage est réalisé dans les règles.

P

* PLa portance hydrodynamique maximale d’un palier (Cf. plus loin p22) est de 175 N.

N’ayant constaté aucun grippage au niveau des paliers résultant de la rupture du film d’huile, j’en déduis que l’équilibrage dynamique était dans les normes admissibles (en faisant l’hypothèse d’aucun problème d’alimentation en huile).

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EFFORTS AERODYNAMIQUES S’APPLIQUANT SUR LES ROUES DU COTE DE LA TURBINE

Le besoin d’obtenir un niveau de pression élevé en dessous des 2000 tr/min nécessite l’utilisation d’une turbine à petite section. Ce qui implique un système de dérivation des gaz(ce qui est le cas), avec corrélativement des pressions d’échappement élevées. Celles-ci s’appliquent sur la turbine et charge la plupart du temps la butée axiale que d’un seul côté.

La différence de pression entre l'admission et l'échappement (contrepression) au régime nominal : on souhaite que cette valeur soit positive et la plus grande possible, pour améliorer le rendement du moteur et réduire les charges thermiques. Le cas représenté est typique d'un moteur Diesel automobile, pour lequel une valeur négative de 500 hPa ( ½ bar) au régime nominal est une valeur courante.

Les efforts qui s’appliquent sur les roues, d’ordre aérodynamiques, sont très difficiles à déterminer simplement. Les écoulements sont complexes et peuvent se décrire par un écoulement principal et secondaire : DESCRIPTION DES ECOULEMENTS SECONDAIRES Effet d’un passage d’un écoulement essentiellement axial à un écoulement essentiellement radial :

- les écoulements secondaires induits par la rotation sont issus des termes prédominants de la contribution des forces de Coriolis.

- les écoulements secondaires induits par la cambrure des aubes sont décrits par le terme (b). Ce sont les tourbillons classiquement nommés tourbillons de passage. Ils existent dans toute la machine – tant dans la partie axiale que radiale – du moment que les couches limites pariétales – moyeu et carter – sont suffisamment développées.

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– les écoulements secondaires induits par la courbure méridienne sont décrits par le terme (c). Ils sont confinés dans les couches limites d’aubage et traduisent un mouvement de fluide à basse énergie le long des aubages, du moyeu vers le carter.

Les termes (e) et (f) traduisent des tourbillons qui ne sont pas confinés dans les couches limites et qui résultent des combinaisons des effets de rotation et des courbures. EN CONSEQUENCE, les efforts seront évalués « grossièrement » de manière majorante. Configuration

14 m/s à 4500 tr/min

0.176 g/s

ENTREE RADIALE

Gaz brûlés

Culasse Section de sortie

4.1200mm² S1 = 4800 mm²

Sortie des gaz détendus

SORTIE AXIALE

Sortie turbine D=34 mm

S2 = 908 mm²

Entrée turbine D=34 mm

S2 = 908 mm²

L’évaluation consiste à passer d’un domaine « cinétique » à un domaine équivalent « statique ». En reprenant les expressions de la puissance nécessaire maximale de compression données en introduction, on calcule la puissance (énergie) que doivent céder les gaz d’échappement à la turbine. On considérera une force transmettant cette puissance à une seule ailette au rayon moyen sur sa surface projetée méridienne et perpendiculaire à l’axe de turbine. On considérera une pression uniforme s’appliquant sur la surface projetée vue en bout. La pression considérée sera de 2 bars maxi.

VUE EN BOUT DE LA TURBINE VUE MERIDIENNE

7

6

11

d=12 mm

D= 40.5 mm

Fr

18

14.25

S1= 225.625 mm²

Fa

Rayon moyen = 13.125 mm

S2 = 1175.15 mm²

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FORCE RADIALE Puissance à 4500 tr/min moteur= 17.2 kW Couple sur l’axe de turbine (160000 tr/min turbo)= 1.03 N.m Frt=C/rmoy = 78.48 N La force radiale s’exerçant sur la turbine peut être majorée par 78.5 N FORCE AXIALE Fat= P.S = (0.2-0.1) x 1175.15 = 117.5 N Δ DU COTE COMPRESSEUR On considérera la même force radiale et aucune force axiale, correspondant à un cas extrême. REACTIONS AUX APPUIS Configuration

Y

X

L1=30 L2=25 L = 20

Frc C

A B

Frt

Fat

Le poids du rotor peut être négligé ( P = 9.81x0.153 =1.5 N) et son CG se situe sur le point B.

Xc = Fat = 117.5 N , YA= 98.1 N et YB = 58.86 N

La vérification à la tenue des bagues hydrodynamiques se fera avec les valeurs les plus élevées.

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VERIFICATION DE LA TENUE DES PALIERS LISSES HYDRODYNAMIQUES Configuration

Géométrie des paliers L = 7 mm D = 8 mm

L/d = 0.875

UDifférentes viscosités dynamiques en Pa.s

T° 0 25 50 100 EAU 1.79e-3 0.93e-3 0.55e-3 0.28e-3 HUILE 0.3 0.095 0.029 7e-3 Charge statique de démarrage

0 1.8F MpaLd

< Calculée Pstat. = 1.75 Mpa =>Pas de matage des surfaces intérieures de palier

Portance maximale hydrodynamique à 100 °C ( visco = 7P

eP-3 Pa.s)

2

3

30.192hydro

UdL eFc

π μ= Calculée Fh = 152. 45 N => Régime hydrodynamique installé

Limite en vitesse pour limiter le « tourbillonnement » source d’instabilité :

max 2 radialeFMc

Ω = Calculé Nmax ( en B) = 74196 tr/min => l’arbre tourbillonne dès le ralenti moteur et

fourni une fréquence d’excitation à ~0.46 xFr (valeur expérimentale). Condition de validité des formules pour :

max23

ec

ε = = c-a-d : max23

e c=

Pour un « c » communément admis selon la formule de Du Parquet :

0.0251000

rc = + en mm

Jeu aux paliers = 0.03 mm =c (au rayon, mesuré) Diam. = 8 mm

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VERIFICATION DE LA TENUE DE LA BUTEE AXIALE À 6 PATINS FIXES Configuration

GEOMETRIE

D = 12 mm D = 8.5 mm

La figure ci-dessus présente un palier de butée à géométrie fixe. Cette butée est constituée de

plusieurs patins dont le nombre est généralement compris entre 6 et 20. Ces patins sont formés de plans inclinés qui, dans certains cas, présentent une partie plane parallèle au grain mobile. Par ailleurs, les rainures situées entre les patins peuvent être inclinées de 10° à 20° dans le sens de rotation du grain mobile. Charge statique de démarrage

4 0.6( ² ²)

aF MpaD dπ

=−

Calculée Pmax =4.17 Mpa => peu significatif car peu chargé au démarrage

Portance maximale hydrodynamique à 200 000 tr/min à 100 °C ( visco = 7P

eP-3 Pa.s)

0

0.0283 ( )( )²²hydro

U D d D dFh

μ + −= Calculée Fh = 78.2 N => Rupture du film hydrodynamique

Limite en vitesse pour limiter l’échauffement :

max 125 /4

D dU m s ω += = Calculé U moy = 107.34 m/s ou Umax (périphérie) = 125.67 m/s => cas

limite : échauffement probable en périphérie de butée (bleuissement bague d’appui observé). Puissance absorbée :

.0

1.29 ²( ² ²)4échauff

U D dPh

μ −= Calculé Pabs =104.04 W

Hauteur du film d’huile limite toujours donnée par Du Parquet :

0 0.0251000

rh = +

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EQUILIBRAGE DYNAMIQUE DE L’ENSEMBLE TOURNANT

Si le rotor était rigoureusement indéformable, l’équilibrage dynamique ainsi effectué suffirait à

assurer un bon fonctionnement à toutes les vitesses. C’est approximativement le cas des rotors dits RIGIDES. Dans le cas des rotors déformables (rotors FLEXIBLES), et lorsque la compensation des balourds résiduels n’est pas effectuée dans leur propre plan, les forces centrifuges (qui ont une résultante nulle et un moment résultant nul, mais qui existent tout de même), peuvent provoquer une déformation de l’arbre, et par conséquent modifier l’excentricité des divers balourds. Leur compensation réalisée à une certaine vitesse n’est plus alors valable à d’autres vitesses. C’est la raison pour laquelle l’équilibrage de certains rotors effectué en usine, même avec le plus grand soin, peut avoir besoin d’une correction légère dans la machine à sa vitesse d’emploi. Cette correction peut être déterminée par l’analyse des vibrations relevées pendant la marche même de la machine.

UMÉTHODE D’ANALYSE

Toute machine tournante en fonctionnement génère des vibrations dont les amplitudes dépendent essentiellement :

• De la géométrie du rotor, • De la raideur et de l’amortissement des paliers, • Des sources d’excitations : balourd, écoulement… • Vitesse de rotation du rotor.

L’analyse dynamique de flexion d’un rotor consiste à :

• Déterminer les fréquences et les déformées des modes propres amortis de flexion des rotors, • Vérifier que leur marge de séparation par rapport aux fréquences d’excitation est suffisante, • S’assurer que le niveau vibratoire en tout point du rotor est compatible avec les jeux

internes de la machine.

UCAUSES DU DÉSÉQUILIBRE

Le déséquilibre provient :

• des tolérances d'usinage ; • des tolérances de montage (excentricité, jeu) ; • des déformations thermiques ; • des défauts de fabrication ; • de la corrosion (usure) ; • de l'encrassement du système ; • de rupture.

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UILLUSTRATIONS

UQUELQUES DEFORMEES MODALES TYPES

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SIMULATION VIBRATOIRE

LA ROUE DE COMPRESSEUR

UVERIFICATION DE LA TENUE VIBRATOIRE EN FLEXION D’UNE AILETTE

ETUDE ANALYTIQUE On considèrera une géométrie simplifiée par rapport à la réalité. L’ailette sera de section rectangulaire et de forme parallélépipédique : d’épaisseur e, de longueur l et de largeur B.

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B = 17 mm Ep. = 0.8 mm

l

UCalculs en théorie des poutres élastiques linéaires isotropes homogènes (Les inerties transversales seront négligées)

UInertieU 3

12BeI =

Pulsations propres de flexion 4

1 2 3

;

3.52; 22.4; 61.7

c nEIaSl

a a a

ωρ

=

= = =

3

1 4 2

3.523.5212 12

EBe e EBel l

ωρ ρ

= =

1P

èreP fréquence propre 1

1 20.1622

e Efl

ωπ ρ

= =

application numérique : l = 8 mm f1 = 10457 Hz l = 11 mm f1 = 5531 Hz

l = 15 mm f1 = 2975 Hz

Compte tenu de la forme complexe de la pale, le choix de « l » est délicat voir hasardeux ! En effet on peut doubler la valeur de la fréquence en considérant 2 valeurs proches que l’on peut considérer comme acceptables. La simulation numérique va s’avérer d’un grand secours pour affiner voire découvrir le véritable ordre de grandeur de la fréquence propre de l’ailette.

UEFFET DE LA VITESSE DE ROTATION SUR LES FREQUENCES PROPRES EFFET CENTRIFUGE

La force centrifuge apporte une raideur qui augmente la fréquence propre de la pale, selon la formule approchée :

f² = f0² + k.fr²

où f0 est la fréquence de la pale à l’arrêt et f sa fréquence à la fréquence de rotation f r . Le diagramme de l’évolution de f en fonction de f r est habituellement appelé diagramme de Campbell.

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UDÉTERMINATION DES FREQUENCES PROPRES UPAR ELEMENTS FINIS SOUS ANSYS WORKBENCH 10

L’utilisation du logiciel de simulation numérique par la méthode des éléments finis requiert

l’introduction de diverses données chiffrées et géométriques ainsi que le réglages de divers paramètres de résolution.

ANSYS WORKBENCH 10 permet l’importation de modèles volumiques de DAO sous divers formats dont celui issu de SolidWorks 2005. Une fois l’importation réalisée sans aucune restriction ou réduction de forme, il est nécessaire de fournir un environnement :

• Charges ou contraintes extérieures : force, moment … • conditions aux limites en déplacement : surface fixe, libre … • nature des contacts entre pièces dans l’assemblage : lié totalement, sans ou avec frottement ; • fréquence de rotation ; • température ; • nature et comportement des matériaux : courbe de fatigue, courbe de conductivité thermique … • nature de la résolution : en fréquence, en fatigue … • options de résolution : petits déplacements, grands déplacements, comportement linéaire ou non

linéaire. Il a été appliqué sur la roue l’environnement suivant :

- surface cylindrique libérée dans la direction tangentielle pour permettre la rotation ; - fréquence de rotation de 200 000 tr/min ; - une température globale de 140°C ;

Le maillage a été généré avec un pertinence de 50 ( 0=moyen ; 100 = max. possible) Les solutions ont été calculées en petits déplacements, en comportement linéaire. Les résultats obtenus sont les 12 premières fréquences propres ainsi que leurs déformées modales. Plusieurs environnements ont été testés pour vérifier les prépondérances de chaque paramètre réglé :

- Il en ressort que la fréquence de rotation influe effectivement sur les fréquences propres en les augmentant ;

URESULTATS 1P

èreP plage de fréquences propres = 15294 à 15585 Hz : flexion des pales principales ;

2P

èmeP fréquence propre = 22216 Hz : flexion de toutes les pales ;

3P

èmeP plage de fréquences propres = 22218 à 22363 : flexion des pales intercalaires.

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Les constructeurs préconisent des fréquences propres d’ailettes 4 à 5 fois supérieures à la fréquence de rotation maximale du rotor.

Soit fr = 200P

eP3/60 = 3333,4 Hz

On obtient bien : 15294/fr = 4.6 et 22363/fr = 6.7

ULA TENUE VIBRATOIRE DES AILETTES EST VALIDEE

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ANALYSE MODALE DE L’ENSEMBLE TOURNANT ETUDES ANALYTIQUES

VIBRATION DE FLEXION DU ROTOR

DF

D

Turbine de masse m2

CF

C

Compresseur de masse m1

A B

Arbre : E, Igz

L1 L L2

Hypothèses : On néglige l’influence de la butée Petits déplacements, domaine élastique linéaire, matériaux isotropes Arbre flexible, sans masse Masses aux extrémités concentrées en un point Appuis simples en A et B Le théorème énergétique de Maxwell-Betti permet de déterminer les déplacements au droit des points C et D :

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D11 12C CF Fδ α α= +

21 22D C DF Fδ α α= +

Avec : 21

11(3

L L LEI

α += 1) , (1.455e-6 m/N) 1 2

12 21 6LL L

EIα α= = (2.5868e-7 m/N) et

22

22(3

L L LEI

α += 2 ) (8.2779e-7 m/N)

Les forces d’inertie s’appliquant en C et D s’écrivent : 2

1C CF mω δ= et 22D DF m ω δ=

En combinant les 4 équations on en tire le système : 2 2

11 1 12 2( 1)C Dm mδ α ω α ω δ 0− + = 2 2

12 1 22 2( 1)C Dm mδ α ω δ α ω 0+ − = Ce système admet des solutions non triviales si son déterminant est nul :

2 211 1 22 2 12 1 2( 1)( 1) ²m m m mα ω α ω α ω 4 0− − − =

4 211 22 1 2 12 1 2 11 1 22 2( ² ) ( )m m m m m mω α α α ω α α 1 0− − + + =

Si on pose W 2ω=) 1 0

on n’a plus qu’à résoudre l’équation du second degré : 2

11 22 1 2 12 1 2 11 1 22 2( ² ) (W m m m m W m mα α α α α− − + + =

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Données : L=L2= 20 mm, L1=25 mm, M1 = 27 g, M2= 100 g, E = 210 000 Mpa, Igz = 30.68 mmP

4

Résultats : 1ω = 5309 rd/s = 845.07 Hz = 50 704.5 tr/min

2ω = 3398.32 rd/s = 540.86 Hz = 30 451.5 tr/min

VIBRATION DE TORSION DU ROTOR Un calcul analytique peut être mené pour déterminer la première fréquence vibratoire de torsion :

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41 2 1 2

1 2 1 2

( ) (30 3032

oc

GI J J J JG dNL J J L J J

ππ π

+= =

)+

Nc : vitesse critique de torsion G : Module d’élasticité transversale = 120 000 Mpa (acier) J1 : Moment d’inertie du compresseur = 4.26-6 kg.m² J2 : Moment d’inertie de la turbine = 8.705P

eP-6 Kg.m²

Jarbre (négligé) L = Longueur de l’arbre = 0.05 m d = 5 mm

CN = 68 519.5 tr/min

VIBRATIONS AXIALES DU ROTOR

Raideur K, de masse m, Diam.= d, E.

L

Turbine, masse : M

La raideur de l’arbre s’exprime par : ESKL

= selon la loi de Hooke et du comportement élastique linéaire.

La fréquence propre est alors : ( )

3

CK

mMω =

+, et avec l’ensembles des paramètres : ²

4 ( )3

CE d

mL M

πω =+

.

Données : L = 50 mm, d = 5 mm, E= 210 000 Mpa, m= 20 g, M=100 g

Cω = 27 805.15 rd/s = 4425 Hz = 265 519 tr/min Cette étude analytique montre que les fréquences dangereuses « gravitent » à proximité de la fréquence de rotation et que l’excitation de tourbillonnement des paliers lisses effective à 0.46xfr excite les modes de flexion et de torsion.

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Il y a nécessité d’affiner les calculs en utilisant la méthode des éléments finis pour se rendre compte des effets des hypothèses fortes émises dans l’étude analytique.

URELEVES DES SIMULATIONS NUMERIQUES D’ANALYSE MODALE DE L’ENSEMBLE TOURNANT EQUILIBRE PARFAITEMENT

L’analyse a été menée avec le progiciel ANSYS WORKBENCH 10 déjà cité dans l’analyse vibratoire des ailettes de compresseur. L’environnement est le suivant :

• Fréquence de rotation de 200 000 tr/min ; • Température compresseur : 140°C et turbine : 700°C ; • Support fixe sur les faces des appuis de butée : 2 faces ; • Support cylindrique libéré tangentiellement au niveau des portées de paliers ; • Types de contacts : liés totalement sauf entre arbre, les 2 bagues et la roue de compresseur (sans

frottement et sans jeu). Les résultats obtenus en analyse fréquentielle sont :

• fréquence propre de torsion du rotor : 1174.75 Hz • fréquence propre de flexion coté turbine : 2352.82 - 2357.49 Hz • fréquence propre de flexion coté compresseur : 3184 -3186 Hz • fréquence propre de traction de toute la ligne : 7214.7 Hz • plage de fréquences propres des ailettes de turbine : 10139 – 10839 Hz

UANALYSE DES RESULTATS

• La 1ère fréquence propre de torsion correspond à un régime de rotation de 70485 tr/min. Celle-ci sera considérée comme atteinte au ralenti moteur.

Le calcul analytique énoncé plus haut peut être mené pour déterminer un ordre de grandeur du diamètre minimum du rotor :

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2

41 2

1 2

3230 ( )

cN LdG J J

π⎛ ⎞= ⎜ ⎟ +⎝ ⎠J J

Nc : vitesse critique de torsion = 70485tr/min G : Module d’élasticité transversale = 120 000 Mpa (acier) J1 : Moment d’inertie du compresseur = 4.26-6kg.m² J2 : Moment d’inertie de la turbine = 8.705P

eP-6 Kg.m²

Jarbre (négligé) L = Longueur de l’arbre = 0.05 m

Diamètre mini (tenue en vibration de torsion) = 5.07 mm d effectif ~ 5mm=> validé partiellement

En pleine charge le rotor est soumis à un couple permanent moyen de 1N.m : le diam. de 5 mm permet sa transmission sans dommage.

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DISCUSSION

• La fréquence propre de flexion turbine intervient à ~2355 Hz soit à 141 300 tr/min Cette fréquence sera évidemment à surveiller mais n’est pas à déplorer en fonctionnement réel : Les différents amortissements aérodynamiques et hydrodynamiques participent à limiter les déformées modales.

• La fréquence propre de flexion compresseur intervient à ~3186 Hz soit à 191 160 tr/min Cette fréquence est à la limite du régime maximal.

• Les autres fréquences se situent au delà du régime maximum de rotation. Il est donc inutile de les considérer vis à vis d’une excitation proportionnelle à la vitesse de rotation par exemple un balourd résiduel.

SANS BUTEE OU BUTEE TRES USEE

• La 1ère fréquence propre de torsion demeure inchangée, • La fréquence propre de flexion simple (2 noeuds) compresseur intervient à ~1960 Hz soit à 117

600 tr/min, • La fréquence propre de flexion simple turbine demeure inchangée, • Les autres fréquences se répètent pour les ailettes turbine et compresseur.

Il est clair que la butée axiale a un effet sur les fréquences de résonances du rotor, et son usure (butée) fait apparaître le mode de flexion simple côté compresseur d’où risque de fuite et/ou rupture supplémentaire.

Pour être complet on se doit de déterminer, si cela est possible, toutes les sources d’excitation probables du rotor et les comparer aux fréquences propres de celui-ci.

L’ENVIRONNEMENT DE TRAVAIL D’ANSYS WORKBENCH 10

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QUELQUES FREQUENCES D’EXCITATION

• Les effets de balourd La flexion de l’arbre sous l’action de son poids peut être à l’origine d’un déséquilibre de type balourd

entretenant des vibrations à une période liée à la vitesse de rotation de l’arbre. On admet couramment des valeurs de déséquilibre inférieurs à 2 · 10–4 g · mm après équilibrage. L’arbre flexible a un inconvénient : il est nécessaire de passer par la vitesse critique pendant le démarrage. Le passage doit se faire rapidement.

• Système paliers L’ensemble tournant comprend des paliers circulaires d’arbre et une butée latérale

hydrodynamiques permettant de maintenir les déséquilibres dus aux efforts de pression sur les roues de turbine et de compresseur. Les paliers d’arbre peuvent être constitués de bagues flottantes, tournant librement dans le bâti, ou d’une douille flottante immobilisée en rotation. Le système paliers assure la stabilité de fonctionnement du rotor. L’ensemble tournant est soumis à trois vitesses critiques, deux dites rigides correspondant aux modes de fonctionnement conique et cylindrique de l’arbre dans ses paliers, et une de flexion d’arbre. Cette dernière doit être placée au-delà des vitesses d’utilisation du turbocompresseur. Sous faible charge et grande vitesse de rotation, les paliers circulaires peuvent provoquer une instabilité de mouvement de l’arbre : phénomène de fouettement à 0.46 x la vitesse de rotation de l’arbre. On génère un déplacement radial et une fréquence d’excitation supplémentaire.

• L’écoulement

0BPoussée fluidique radiale

Les variations de la pression autour de la roue sont à l’origine des charges périodiques constituant la poussée radiale. C’est un paramètre fondamental qui conditionne la tenue en service de l’arbre et des paliers ainsi que le comportement vibratoire de la machine. Les fluctuations de pression sont plus importantes et peuvent atteindre 50% de valeurs relatives. Le champ de vitesses absolues résulte de la composition du champ des vitesses relatives, qui est un champ tournant à la vitesse angulaire w et présentant une symétrie d’ordre n ( n : nombre d’ailettes). Il en

résulte que la vitesse absolue en un point de l’espace fixe est une grandeur pulsatoire de fréquence2nwπ

.

Charges aérodynamiques L’aérodynamique crée de nombreux types de charge. Les charges stationnaires correspondent à la

pression moyenne fournie par la machine, et sont relativement modérées. Les charges instationnaires sont diverses et bien moins connues : le pompage et le décollement tournant peuvent être très destructeurs.

AMORTISSEMENT

Il est d’autant plus difficile d’éviter toute résonance pour les ensembles tournant à vitesse variable que la plage de vitesse de fonctionnement est grande. On cherche donc à déplacer les résonances vers les basses vitesses. Lorsque la marge de séparation n’est pas respectée, on fait l’hypothèse pessimiste que la fréquence d’excitation est égale à la fréquence propre considérée et on justifie par le calcul que les contraintes dynamiques résultantes sont acceptables.

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En tout état de cause les vitesses critiques doivent être éloignées de la plage normale de fonctionnement. Une vitesse critique résultat d’une première étude ne répondant pas à ce critère doit alors être soit déplacée, soit amortie davantage, en intervenant sur la géométrie des mobiles et sur les caractéristiques des paliers.

• L’amortissement aérodynamique est normalement plusieurs dizaines de fois plus grand que l’amortissement mécanique. Il assure la sécurité de fonctionnement des turbomachines. Cet amortissement aérodynamique peut se montrer défaillant à l’approche du « flottement » : la superposition des 2 fréquences propres de torsion et de flexion peut provoquer des auto-oscillations et la turbulence de l’écoulement suffit pour déclencher la destruction du système tournant.

• Les paliers à bagues flottantes permettent un amortissement supplémentaire par rapport à des « simples » tout en diminuant très légèrement leur raideur. Cet amortissement stabilise davantage le rotor surtout en haute vitesse.

L’analyse modale vibratoire doit tenir compte d’un environnement complexe et difficilement modélisable et simulable. Celle-ci doit prendre en compte toutes les raideurs

et amortissements (paliers, écoulements, structure) couplés à l’influence de la température et de la fréquence de rotation, mais aussi les conditions limites réalistes de

fonctionnement (nature des contacts).

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ÉQUILIBRAGE DES ROTORS FLEXIBLES

• On doit ajouter autant de plans d’équilibrage que le nombre de fréquences de résonances inférieures à la vitesse de rotation de l’arbre (ISO 5406).

• Pour l’équilibrage des rotors flexibles, il est toujours préférable de réaliser l’équilibrage dans les conditions in situ, mais ce n’est pas toujours possible.

• Lorsque on utilise une machine à équilibrer, on doit reproduire le plus fidèlement possible l’environnement du système (ISO 5343)

ÉQUILIBRAGE « PSEUDO IN SITU » SUR MACHINE SPÉCIALE Pour les turbocompresseurs devant

tourner à plus de 100 000 tr/min, l’équilibrage est effectué séparément sur chaque pièce puis intégralement après assemblage. On admet couramment des valeurs de déséquilibre inférieures à 2 · 10–4 g · mm.

MESURES DES DEPLACEMENTS VIBRATOIRES Relevés des amplitudes de déplacement dynamique sur écran de contrôle

Rotor non équilibré

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COMPARAISON AVEC LE TURBO GARRETT T2

Le turbocompresseur Garrette T2 éprouvé par le temps a fait ses preuves de robustesse. De plus il est monté sur les VOLVO 440/460/480 de 1994 à 1997 sur des motorisations de 1.9 Diesel.

GT1549S T2 Ancienne butée Nouvelle butée

D=12 mm, d=8.5 mm D=14 mm, d=8.5 mm D=15.5mm, d=10.5mm Portance (D+d)(D-d)² 251.125 680.625 650 Rapport Portance 2.7 fois plus élevée !

LA COMPARAISON EST TROUBLANTE !

SCENARIO PROBABLE

De l’ensemble des résultats et observations obtenus, je peux avancer un scénario de défaillance

hautement probable. LE PHENOMENE DECLENCHANT

L’origine provient de la « faiblesse » de la butée axiale hydrodynamique à patins fixes. Ces derniers se sont usés et n’ont pas permis l’obtention du « coin » d’huile nécessaire à l’installation du régime hydrodynamique. Cette usure survenant aux environs des 100 000 Kms s’explique par une « portance » diminuée proche des limites admissibles et des limites de vitesse atteinte en périphérie de bague. LES PARAMETRES AGGRAVANTS

De plus il semble que l’alimentation du « coin » d’huile (patins peu ou non usés) adoptée : alimentation radiale, soit mal adaptée. Si une obstruction totale ou partielle se faisait dans l’unique trou d’alimentation, empêchant par là une arrivée suffisante en huile, celle-ci provoquerait une usure encore plus rapide des patins fixes de la butée. Compte tenu que le carter central n’est refroidi que par l’huile d’alimentation moteur (et non par eau) et que le style de conduite de type « urbain » contribue à des échauffements locaux quasi permanents, la tenue à la température des surfaces d’appui de la butée en est fortement affectée. La fuite d’air au niveau des « durits » d’admission coté compresseur participe à surcharger la butée dans un sens et donc à provoquer une usure supplémentaire d’un seul côté. En effet les forces de pression axiales coté compresseur n’équilibrent pas les forces axiales coté turbine. LES CONSEQUENCES EN CASCADE

Un débattement axial (jeu) s’installe progressivement, celui-ci n’induit aucun symptôme ou signature personnelle. Jusqu’à ce que apparaissent les premiers sifflements annonçant le frottement puis le cognement de la roue de compresseur « poussée » contre son carter en volute. Les bords extérieurs des ailettes s’arrachent et provoquent des claquements bruyants qui s’atténuent après la stabilisation des petits morceaux dans les conduits. Du coté turbine, celle-ci ne cesse de frotter contre la fine coupelle pare-feu qui peut rompre et bloquer l’ensemble tournant et rompre l’arbre.

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De plus l’analyse vibratoire montre qu’en l’absence d’appui rigide axial réalisé par la butée, l’ensemble tournant peut être excité à des fréquences propres, provoquant la flexion de l’arbre. Ce phénomène mène aux cognements contre les carters et à des contraintes mécaniques dans l’arbre préjudiciables à sa tenue en service.

Les segments d’étanchéité cognent et s’usent en intérieur, butant contre leur gorge. Lors d’un levé de pied précédé d’une accélération, l’ensemble tournant se déplace, axialement, brutalement, vers le coté turbine provoquant ainsi un « lâché d’huile » au niveau du segment. A chaque décélération brusque ce phénomène se répète produisant la combustion de cette huile dans le pot d’échappement, libérant ainsi une fumée grise-bleue. Une accumulation d’huile répétée provoque un dysfonctionnement irréversible des pots catalytiques. Les performances aérodynamiques de compression sont largement affectées : la roue de compresseur ne parvient plus à satisfaire les besoins en air du moteur provoquant ainsi une baisse de puissance significative du véhicule.

De plus si la segmentation côté compresseur fuit à un niveau permettant une accumulation d’huile conséquente dans l’échangeur air-air, alors survient un risque d’emballement moteur. En effet après un arrêt moteur (enlèvement de la clé du « contact ») celui-ci reste en état de marche et consomme comme carburant l’huile stagnante dans l’échangeur diffusant dans les tubulures d’admission. Aucune stabilisation du régime n’est possible, le moteur atteint son régime maximal pendant 10 minutes environ (si la réserve d’huile est suffisante) avant de rompre une bielle. Cet incident peut survenir moteur en plein fonctionnement.

ACTIONS CORRECTIVES Des modifications ont été apportées, à partir de 2004, à la butée. Celle-ci reprend une conception plus classique mais sûrement plus robuste que la précédente : les alimentations se font en 2 points et latéralement sous les patins fixes. La surface d’appui est augmentée et la matière a été modifiée (moins ductile que le bronze). Ces modifications répondent à tous les points énoncés dans la partie analyse : pression statique admissible relevé (matière moins ductile), portance hydrodynamique relevée de ~3 fois (plus grande surface d’appui), alimentation en huile moins sujette à problème (2 trous axiaux débouchant sous les patins).

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CONCLUSIONS

La robustesse de la butée axiale est directement incriminée. Il apparaît une faiblesse vis-à-vis d’un certains types d’environnements de fonctionnement, non singuliers : type de conduite, fuite en air des conduits d’admission. La durée de vie de cette butée, limitée, conditionne directement la durée de vie du moteur. N’importe quel propriétaire est en droit d’attendre à ce que la durée de vie du turbocompresseur soit au moins égale à celle de son moteur qu’on peut évaluer au minimum à 250 000 Kms (homogénéité des durées de vie sur composants à fortes valeurs ajoutées) et cela selon plusieurs configurations de conduites et d’aléas fréquents (fuite d’air).

Etant donné que la défaillance de la butée axiale n’est pas systématique aux environs des 100 000 Kms, mais reste tout de même dans des marges non acceptables vis-à-vis des taux de défaillances standard (3%), il serait souhaitable ou nécessaire, afin d’apporter l’ultime confirmation à mes conclusions, d’effectuer des essais in situ du turbo selon plusieurs environnements et d’en tirer les différentes durées de vie. Ces essais bien sûr sont déjà en cours et réalisés par les propriétaires des véhicules concernés. Cependant le coût des réparations est et sera directement supporté par eux-mêmes (turbo ~ 2000 Euros, Moteur complet ~8000 Euros). En ce qui concerne le risque potentiel de sécurité routière je reprendrai l’argument avancé par l’UFC et la DGCCRF et confirme la dangerosité d’une telle défaillance sur route.

PROPOSITIONS

Sachant que l’échange systématique de la butée n’est pas possible sans démonter intégralement l’ensemble tournant (butée fermée), ce qui nécessite un rééquilibrage et un réassemblage complet (alors que cette opération d’échange sans démontage est possible avec d’autres modèles à butée ouverte), le coût supporté par l’échange systématique de ce modèle de turbocompresseur peut être, à priori, colossal. Mais il peut être largement atténué par la réfection, des modèles prélevés, et réintégrés dans d’autres véhicules.

De plus pour sécuriser les passagers et usagers de la route vis-à-vis du danger potentiel qui peut

survenir, je propose d’intégrer des capteurs supplémentaires de vibrations (axiales et radiales) du turbocompresseur et de présence d’huile dans l’échangeur.

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BIBLIOGRAPHIE

• F.BAKIR & R. REY Dimensionnement des turbomachines centrifuges et hélicocentrifuges

Maîtres de conférences ENSAM Paris.

• M. PLUVIOSE Ingénierie des turbomachines Professeur honoraire du CNAM et titulaire de la Chaire de turbomachines.

• I. TREBINJAC Mesure et analyse des écoulements tridimensionnels et instationnaires dans les turbomachines à haute vitesse. Synthèses d’activités de recherche CNRS – INSA LMFA.

• A. PAROIS Suralimentation des moteurs – Techniques de l’Ingénieur Ingénieur ENSAM - Directeur du Centre Moteurs ENSPM.

• M. THOMAS Vibrations expérimentales - Cours