Moteurs Diesel d’automobiles -...

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Moteurs Diesel d’automobiles

Conception et mise au pointpar Jean-Pierre POUILLE

Chef du service combustion-Dépollution DieselDirection de la Mécanique-Renault

e moteur Diesel s’est principalement développé pour des applicationsindustrielles, dans lesquelles il a permis d’utiliser, avec un bon rendement,

un carburant rustique et bon marché. La puissance spécifique et la plage derégimes utilisable n’ont pas été des objectifs prioritaires. Cependant, les progrèsaccomplis sur les petits moteurs Diesel rapides (rendement, performancesspécifiques, plage de régimes utilisable, bruit, agrément d’utilisation) en ont faitdes concurrents des moteurs à allumage commandé pour les applicationsautomobiles.

Si l’intérêt du diesel sur la voiture particulière réside notamment dans sonrendement et, par là, dans son faible coût d’utilisation (le surcoût à l’achat étanten partie compensé par une plus grande longévité), les progrès récents et à venir

1. Conception des moteurs Diesel d’automobiles .............................. B 2 575 - 21.1 Dimensionnement général de la base moteur.......................................... — 2

1.1.1 Carter-cylindres................................................................................... — 21.1.2 Vilebrequin .......................................................................................... — 4

1.2 Dessin de culasses de moteurs Diesel à préchambre (injectionindirecte) — 51.2.1 Cahier des charges ............................................................................. — 51.2.2 Choix de la préchambre ..................................................................... — 51.2.3 Charge thermique............................................................................... — 61.2.4 Refroidissement de la culasse ........................................................... — 71.2.5 Circuit d’huile de lubrification de la culasse..................................... — 71.2.6 Commande des soupapes ................................................................. — 81.2.7 Dimensionnement et positionnement des soupapes dans la

chambre de combustion .................................................................... — 81.2.8 Positionnement de l’injecteur et de la bougie de préchauffage

dans la préchambre............................................................................ — 91.3 Dessin de culasses de moteurs Diesel à injection directe........................ — 9

1.3.1 Génération du swirl (rapport de tourbillonnement) ........................ — 91.3.2 Logement et fixation de l’injecteur ................................................... — 111.3.3 Cas des injecteurs-pompes................................................................ — 111.3.4 Positionnement de la bougie de préchauffage ................................ — 12

2. Mise au point expérimentale des moteurs Diesel IDI .................... — 122.1 Prédéfinition du système d’injection au banc électrique ......................... — 122.2 Optimisation de la combustion au banc moteur ...................................... — 14

3. Mise au point expérimentale des moteurs Diesel DI ..................... — 163.1 Caractérisation des culasses en soufflerie ................................................ — 16

3.1.1 Détermination du taux de swirl ......................................................... — 173.1.2 Détermination de la perméabilité...................................................... — 20

3.2 Optimisation du système de combustion au banc moteur...................... — 203.2.1 Détermination du système d’injection.............................................. — 203.2.2 Essais au banc moteur ....................................................................... — 21

4. Conclusion ................................................................................................. — 22

Pour en savoir plus........................................................................................... Doc B 2 575

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Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique B 2 575 − 1

MOTEURS DIESEL D’AUTOMOBILES ________________________________________________________________________________________________________

du moteur à allumage commandé dans les domaines de la consommation etdes émissions constituent un défi pour les diésélistes.

Dans le domaine des émissions, ce défi s’avère particulièrement difficile àrelever car le moteur à allumage commandé, grâce à sa combustion homo-gène, n’émet que très peu de particules et peut traiter les émissions gazeusesde HC (hydrocarbures imbrûlés), CO (monoxyde de carbone) et NOx (oxydesd’azote) à l’échappement au moyen d’un catalyseur trifonctionnel dont l’effica-cité est de l’ordre de 98 %. Ce catalyseur trifonctionnel favorise simultanémentles réactions d’oxydation (HC, CO) et de réduction (NOx ), le moteur à allumagecommandé fonctionnant en mélange stœchiométrique (richesse 1). Ce n’estpas le cas du moteur Diesel, qui a toujours besoin d’un excès d’air pour réaliserune bonne combustion, ce qui est favorable pour les émissions de HC et CO,produits en faibles quantités et facilement oxydables par un catalyseur, mais nepermet pas de traiter les émissions de NOx puisque l’on se trouve en milieuoxydant.

En résumé, les principales difficultés rencontrées pour dépolluer les moteursDiesel concernent la réduction des particules et des oxydes d’azote.

Parallèlement aux efforts prioritaires visant à réduire les émissions et laconsommation, le diéséliste doit chercher à accroître les performances spéci-fiques et à réduire le bruit.

Nous allons décrire la démarche suivie au bureau d’études pour concevoir etdessiner un moteur Diesel, effectuer la mise au point de l’injection et de lacombustion, points clés pour relever les défis que nous venons d’évoquer.

Comparaison des consommations volumiques (L/100 km) d’un véhicule Diesel et d’un véhicule à allumage commandé de performances équivalentes (congrès SIA Moteurs Diesel 13 et 14 juin 1990)

1. Conception des moteurs Diesel d’automobiles

1.1 Dimensionnement généralde la base moteur

1.1.1 Carter-cylindres

Un constructeur automobile souhaite généralement utiliser lemême carter-cylindres – ou au moins un carter-cylindres réalisableavec les mêmes moyens de production – pour les différentesversions essence et Diesel d’une famille donnée de moteurs, d’unepart pour accroître la rentabilité de l’investissement, d’autre part

pour assurer une bonne utilisation des moyens quelles que soientles variations de demandes du marché (essence ou Diesel, petiteou grosse cylindrée).

Cela suppose d’avoir déterminé au départ l’ensemble desmoteurs de la famille, et notamment les versions correspondant audimensionnement le plus important. Ces dernières sont souvent lesversions Diesel, du fait de leurs plus faibles puissances spécifiques.

La cote de base, dans le dessin d’un nouveau moteur, est l’entraxeentre deux cylindres voisins, qui détermine notamment l’alésagemaximal réalisable.

Cet entraxe sera choisi en fonction de la gamme de moteurs sou-haitée par le constructeur : positionnement par rapport aux famillesde cylindrées supérieures ou inférieures déjà existantes, contraintesd’encombrement sur véhicule. La longueur du moteur est particu-lièrement limitée dans le cas d’un montage transversal du groupemoto-propulseur GMP (ensemble moteur + transmission).

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_______________________________________________________________________________________________________ MOTEURS DIESEL D’AUTOMOBILES

Dans le cas d’un moteur Diesel, un passage de liquide de refroi-dissement entre deux cylindres voisins est généralement indispen-sable. L’absence de ce passage (fûts siamoisés) conduit à uneélévation locale de température de l’ordre de 50 oC, d’où desproblèmes de scuffing (microgrippages entraînant des arrache-ments de métal) et de déformations de fûts ; ces dernières rendentalors difficile le contrôle de la consommation d’huile par la seg-mentation. compte tenu des précisions actuelles sur la fonderie etl’usinage, les interfûts minimaux réalisables avec passage d’eausont de l’ordre de 8,5 mm avec passage usiné (perçage ou sciage)et de l’ordre de 10 mm avec passage venant de fonderie.

Les moteurs à allumage commandé très performants sontsouvent super-carrés (alésage supérieur à la course) de façon àpouvoir loger des soupapes de plus grand diamètre et à rigidifierdavantage le vilebrequin, ce qui permet d’augmenter le régime derotation maximal.

Les moteurs Diesel, au contraire, s’accommodent bien d’unecourse longue, car d’une part cela permet un meilleur contrôle desvolumes morts dans la chambre de combustion quand le piston estau point mort haut, d’autre part leur régime de rotation plus faiblene nécessite pas de soupapes de grande dimension.

Il peut donc être intéressant de réaliser dans une même famillede moteurs les versions essence avec une course courte (parexemple, rapport course/alésage de l’ordre de 0,9) et les versionsDiesel avec une course longue (par exemple, rapport course/alésagede 1,1 à 1,15), ce qui fournira le supplément de cylindrée recherché.Cela conduit à prévoir pour les versions Diesel des carters-cylindresplus hauts avec un passage de mandoline plus large.

Nota : on appelle mandoline l’enveloppe extérieure du volume occupé par la biellelors de son mouvement complexe, l’axe du pied de bielle ayant une trajectoire rectilignealors que l’axe de la tête de bielle décrit un cercle.

Dans une même famille de moteurs, une gamme plus étenduede cylindrées peut être obtenue en réalisant des variantes sur lenombre de cylindres, par exemple 4, 5 et 6 cylindres (cf. VAG,Mercedes).

Après avoir choisi l’entraxe cylindres ainsi que la course maxi-male des différentes versions retenues, il faut déterminer la hau-teur du carter-cylindres qui doit être prise en compte dès le débutde la conception de la chaîne d’usinage. Cette hauteur est comptéeentre l’axe du vilebrequin et la face supérieure sur laquelle vients’appuyer le joint de culasse. Elle est constituée par l’addition deplusieurs cotes (figure 1) ; nous pouvons écrire :

H = C / 2 + L + h – d

avec H hauteur du carter-cylindres (mm),

C course du moteur (mm) (C /2 = r rayon de manivelle duvilebrequin),

L longueur ou entraxe de bielle (mm) (distance entre axede pied de bielle et axe de tête de bielle),

h hauteur de compression du piston (mm) (distance entreaxe du piston et face supérieure du piston),

d dépassement de la face supérieure du piston au-dessusde la face supérieure du carter-cylindres (mm).

� La longueur de bielle L est souvent déterminée à partir du rapport :

λ = L /r = 2L /C

La recherche d’une hauteur de bloc minimale conduit à choisirune faible valeur de λ. Mais les inconvénients d’une valeur tropfaible de λ sont les suivants :

— obliquité de bielle plus importante, d’où augmentation desefforts latéraux du piston sur le cylindre. Cela accroit les risquesd’usure et éventuellement du bruit (piston slap ) lors du passage dupiston d’un côté à l’autre du cylindre ;

— augmentation des vibrations du moteur (λ intervient au déno-minateur dans l’expression des harmoniques d’ordre 2 et d’ordresupérieur) ;

— réduction de la place disponible pour le passage des contre-poids du vilebrequin lorsque le piston est au point mort bas.

Dans la pratique, on arrive généralement à traiter les problèmesd’usure et de bruit par d’autres mesures que l’allongement de labielle (états de surface, refroidissement, profil de piston). Lepassage des contrepoids conduit à une valeur minimale de λ del’ordre de 3. Toutefois, des contrepoids trop petits peuvent conduireà des problèmes d’usure de coussinets de ligne d’arbre au niveaudu palier central surtout. Les conséquences d’une bielle courte surles vibrations sont plus ou moins acceptables selon le cahier descharges que l’on s’est fixé. On accepte souvent un λ faible (ded’ordre de 3) pour un moteur à 4 cylindres en ligne de petite cylin-drée (inférieure à 2 L) ou pour un 6 cylindres en ligne dont l’équi-librage est naturellement meilleur. On préférera des valeurs de λplus élevées (3,2 ou 3,3) pour des moteurs Diesel à 4 cylindres deforte cylindrée (plus de 2 L).

� La hauteur de compression h dépend en premier lieu du type dechambre de combustion choisie : chambre pour Diesel à injectionindirecte (IDI : indirect injection ), comportant une face supérieurepresque plate avec simplement un trèfle de quelques millimètres deprofondeur destiné à mettre en forme l’écoulement à la sortie ducanal de préchambre (et parfois des embrèvements permettant lepassage des soupapes), ou chambre pour Diesel à injection directe(DI : direct injection ) comportant un bol creusé dans le piston d’unvolume représentant plus des trois quarts du volume mort de lachambre au point mort haut, ce qui conduit à une hauteur decompression plus élevée que dans le cas des moteurs IDI.

Compte tenu de l’évolution actuelle des moteurs Diesel d’auto-mobiles vers l’injection directe, il faut généralement prévoir, danstous les cas, la possibilité d’adopter une chambre type DI avec unbol creusé dans le piston.

La hauteur de compression sera obtenue par l’addition dudemi-diamètre de l’axe de piston, de l’épaisseur du pied de bielle,de l’espace nécessaire entre le pied de bielle et le fond du pistonpour assurer le passage d’huile pour la lubrification du pied de bielle(2 ou 3 mm), de l’épaisseur du fond de piston (environ 9 mm), etde la profondeur du bol déterminée par les besoins de la combus-tion (de l’ordre de 0,20 à 0,25 fois l’alésage).

Pour une conception donnée du piston, le diamètre de l’axe dece dernier dépend de l’alésage et de la pression maximale dans lachambre de combustion. Les critères à prendre en compte sont lesdéformations de l’axe en flexion et en ovalisation, ainsi que lapression sur la bague de pied de bielle. Un diamètre d’axe insuffi-sant peut conduire à des contraintes excessives dans le bossaged’axe de piston, qui se fissurera.

Sur les moteurs Diesel suralimentés, les efforts les plus impor-tants sur le piston sont des efforts de compression en pleinecharge au couple maximal ; afin d’augmenter le plus possible lessurfaces portantes de l’axe de piston dans ce cas, il est recom-

Figure 1 – Détermination de la hauteur du carter-cylindres



mandé d’adopter une bielle dite tête de vipère, de réalisation unpeu plus coûteuse. Selon la charge demandée au moteur, le dia-mètre de l’axe de piston peut varier entre 0,30 et 0,45 fois l’alésage.

� Le dépassement du piston au-dessus du carter-cylindres doitêtre égal à l’épaisseur du joint de culasse serré diminuée de la dis-tance minimale entre piston et culasse (0,6 à 0,7 mm en injectiondirecte où l’on cherche généralement à minimiser cette distance ;compte tenu des rattrapages de jeux et des dilatations, des valeursplus faibles peuvent conduire à des contacts intempestifs entrepiston et culasse). Il faut de plus tenir compte des tolérances deréalisation.

La distance entre piston et culasse à froid peut être contrôlée endisposant plusieurs billes de plomb sur le dessus du piston ; aprèsavoir remonté et serré la culasse avec son joint, on vire alors lemoteur à la main et on le démonte afin de mesurer l’épaisseur desbilles de plomb écrasées lors du passage au point mort haut. Il estnécessaire de répartir les billes de plomb en plusieurs endroits surle dessus du piston afin de s’affranchir du basculement de cedernier.

1.1.2 Vilebrequin

L’optimisation du dimensionnement du vilebrequin (longueurs etdiamètres du maneton et du tourillon, largeur des bras, masse descontrepoids) doit prendre en compte :

— la pression maximale supportable par les coussinets de mane-tons et de tourillons ;

— la résistance à la flexion du vilebrequin ;— les vibrations de torsion.

Ces calculs sont généralement faits sur ordinateur en maillant levilebrequin en éléments finis et en calculant les contraintes danschacun des éléments. Toutefois, un prédimensionnement approxi-matif peut être fait par des méthodes de calcul simples que nousallons décrire ci-après, dans le cas le plus fréquent en automobilequi est celui d’un vilebrequin à 5 paliers pour un moteur à4 cylindres et ligne.

L’entraxe cylindres peut se décomposer comme suit :

E = L tour + L man + 2L bras

avec E entraxe cylindres (distance entre les axes de deuxcylindres consécutifs),

L tour largeur utile du tourillon + 2 × largeur des gorges,

L man largeur utile du maneton + 2 × largeur des gorges,

L bras largeur du bras entre maneton et tourillon.

En première approximation, on peut prendre :

L tour = L man = L bras

c’est-à-dire que l’on divise l’entraxe en 4 parties égales.

� Prédimensionnement du maneton

� Calcul de la pression maximale sur le coussinet

On calcule l’effort maximal F max qui résulte de la pression desgaz sur le piston et des forces d’inertie dues au mouvementalternatif du piston et de la bielle ; sur un moteur Diesel suralimenté,cet effort maximal est généralement obtenu au point de couplemaximal.

La surface sur laquelle s’exerce cet effort est la surface projetéedu coussinet, c’est-à-dire :

S = L 1 × D

avec S surface projetée du coussinet,

L1 largeur utile du maneton (largeur totale diminuée de lalargeur des gorges, du chanfrein sur le coussinet, destolérances, ce qui représente généralement environ3 mm),

D diamètre du maneton.

La pression maximale sur le coussinet :

p max = F max /S

ne doit pas dépasser une valeur qui dépend de la technologie ducoussinet.

On admet environ 400 bar pour des coussinets Al-Sn, 700 à750 bar pour des coussinets Cu-Sn-Pb (bronze au plomb), 1 000 barpour des coussinets dits sputter obtenus par une pulvérisationcathodique sous vide d’Al-Sn sur un support bronze au plomb.

� Calcul de la pression moyenne sur le couissinet

On calcule de même la pression moyenne sur un cycle moteur :

avec T période correspondant à un cycle moteur,

F (t ) effort sur le coussinet à l’instant t.

La pression moyenne ne doit pas non plus dépasser certainesvaleurs dépendant de la nature du coussinet : environ 100 bar pourdes coussinets Al-Sn, 150 bar pour des coussinets Cu-Sn-Pb (bronzeau plomb).

Comme nous avons vu qu’en première approximation on pouvaitprendre L man = E /4, les critères ci-dessus de pression maximale etde pression moyenne sur le couissinet nous permettent de déter-miner S. On en déduit une première valeur du diamètre de maneton :

D = S /L man

Il faut vérifier que ce diamètre de maneton autorise le passagede la bielle à l’intérieur du cylindre.

� Résistance à la flexion

Calculons les contraintes critiques dans le bras reliant le tourillonno 1 au maneton no 1 (les plus proches du volant moteur), qui estle bras le plus sollicité.

Le maneton est soumis à une force F, le tourillon à une réactionR 1 = F /2.

Le vilebrequin est assimilable à une poutre équivalente dont lahauteur est celle de la section critique reliant les gorges du manetonet du tourillon et la largeur peut être considérée comme étant égaleau diamètre du tourillon.

Le moment fléchissant est alors M = R 1 × b où b désigne la dis-tance entre le milieu du tourillon et le milieu du bras. connaissant F,il est alors possible de calculer la contrainte dans la section critique,en considérant que la présence des gorges introduit un facteur deconcentration de contraintes K T = 6 pour un rayon de gorge de1,35 mm et K T = 4 pour un rayon de gorge de 2,5 mm.

Afin de pouvoir déterminer la tenue à la fatigue, on calculeral’effort, le moment fléchissant et la contrainte aux deux points mortshauts et aux deux points morts bas du cycle moteur, d’où 4 valeursde contraintes c 1 , c 2 , c 3 , c 4 . On peut en déduire :

— une contrainte moyenne cmoy = (c 1 + c 2 + c 3 + c 4)/4 ;— une contrainte maximale c max ;— une contrainte minimale c min .

On négligera les contraintes dues à la torsion.

Ces contraintes peuvent alors être placées dans un diagrammede Goodmann. On peut considérer que le trajet de charge entrec max et c min doit être inclus dans les limites du diagramme deGoodmann avec un coefficient de sécurité de 1,5.

La limite de rupture R m peut être prises égale à 800 MPa pourune fonte GS galetée et à 1 200 MPa pour un vilebrequin en acier.

Ces critères doivent permettre de voir si le bras est suffisammentdimensionné (si ce n’est pas le cas, on procédera par itération) etde déterminer le diamètre du tourillon.

pmoy1

ST--------- �

0

T

F t ( ) d t =



À partir de la connaissance de la course et des diamètres demaneton (

D

man

) et de tourillons (

D

tour

), on peut déterminer lerecouvrement

R

(figure

2

) :

Sur un moteur Diesel suralimenté d’environ 2 L de cylindréeavec une pression maximale dans le cylindre d’environ 140 bar, lerecouvrement est de l’ordre de 5 à 7 mm.

�

Vérification de l’équilibrage des masses en rotation

On essaie de placer les contrepoids les plus importants possiblecompatibles avec l’espace disponible lorsque le piston est au pointmort bas.

Il faut vérifier que sur le palier central, qui est le plus critique, iln’y ait ni risque d’usure des coussinets, ni risque de tenue du filmd’huile. Pour cela, on calcule l’effort moyen sur le palier central aurégime maximal en considérant le vilebrequin comme étant celuidu monocylindre correspondant au cylindre 2.

�

Trous de graissage

Nous ne pouvons donner de règle générale sur le positionnementoptimal des trous de graissage, qui est un compromis entre la posi-tion idéale d’après le diagramme polaire et le coût de l’usinage.

�

Vibrations de torsion

Celles-ci ne sont généralement pas une source de rupture, maispeuvent engendrer du bruit. La torsion n’étant pas torsion pure maisun mélange de modes de torsion et de modes de flexion, seul uncalcul par éléments finis peut permettre d’étudier et, éventuelle-ment, de remédier à ces défauts.

Les

méthodes simples de calcul

que nous venons d’exposer sontcertes très sommaires mais

suffisantes

pour effectuer un prédi-mensionnement approximatif au niveau d’un avant-projet.

1.2 Dessin de culasses de moteurs Diesel à préchambre (injection indirecte)

1.2.1 Cahier des charges

Pour dessiner une culasse, un certain nombre de donnéesd’entrée sont nécessaires ; elles sont rassemblées dans un cahierdes charges, qui doit contenir au minimum les informations sui-vantes.

�

Nombre de vis de fixation de la culasse sur le carter-cylindres

4 vis par cylindre suffisent pour des alésages jusqu’à 90 mmenviron, à condition d’avoir une culasse suffisamment rigide etdessinée pour bien transmettre et répartir les efforts de serrage sur

le sertissage du joint de culasse autour du cylindre. Par sécuritévis-à-vis de la tenue dans le temps du joint de culasse, qui reste unpoint critique sur les moteurs Diesel, et pour mieux répartir l’effortde façon à minimiser les déformations de fûts, certains construc-teurs préfèrent adopter 5 ou 6 vis de fixation par cylindre.

Afin d’assurer une bonne transmission de l’effort vers le sertis-sage et de minimiser les déformations de fûts, il importe que lesvis soient réparties symétriquement autour du cylindre et aussiproches que possible de ce dernier.

�

Choix du type de préchambre

(préchambre de turbulence de typeRicardo ou chambre de précombustion de type Mercedes)

À ce sujet, le lecteur se reportera à l’article

Combustion dans lesmoteurs Diesel

[3] dans ce traité.

�

Charge thermique à supporter

Le dimensionnement des soupapes et des

pontets

(parties de lasemelle de culasse comprises entre les soupapes ou entre les sou-papes et la préchambre) est conditionné par la version choisie(atmosphérique ou suralimentée) et par la puissance spécifiquevisée. Ces pontets sont soumis à des contraintes thermo-mécaniques très sévères. Si de hautes performances spécifiquessont demandées, il faut porter une attention particulière à l’organi-sation de la circulation d’eau pour assurer le refroidissement despontets, des sièges et des guides de soupapes.

�

Inclinaisons maximales du moteur dans un sens et dans l’autre

Elles permettent d’assurer dans tous les cas un bon dégazagenaturel du circuit d’eau (emplacement des origines de sortie d’eauaux points les plus hauts du circuit) ainsi qu’un bon retour del’huile vers le bloc.

�

Encombrement maximal autorisé dans le compartiment moteur

Le choix d’une culasse de faible hauteur n’est pas sans consé-quence sur le choix du système de commande de distribution.

�

Disposition de l’admission et de l’échappement dans le véhicule

On peut désirer avoir l’admission et l’échappement du mêmecôté ou, au contraire, adopter une disposition dite

cross

-

flow

avecl’admission et l’échappement de part et d’autre de la culasse.

Nous allons revenir plus en détail sur chacun de ces points.

1.2.2 Choix de la préchambre

Par rapport à la préchambre de turbulence de type Ricardo, la

chambre de précombustion de type Mercedes

(figure

3

) est avan-tageuse sur le plan du bruit

à chaud,

car la vitesse de mélange ducarburant et de l’air est modérée en début de combustion.

À froid,

une barrette en acier réfractaire disposée au milieu de la pré-chambre joue un rôle d’éclateur de jet et évite que du carburantliquide aille directement dans la chambre principale.

Ce type de préchambre prend d’autre part relativement peu deplace en diamètre, ce qui permet de la disposer soit au centre dela chambre, c’est-à-dire sur l’axe du cylindre dans le cas d’uneculasse à 4 soupapes par cylindre, soit, dans le cas d’une culasseà 2 soupapes par cylindre, d’optimiser le dimensionnement de cessoupapes en les plaçant sur le diamètre du cylindre, d’où unemeilleure perméabilité de la culasse et, par suite, un meilleur rem-plissage en air.

Dans cette préchambre, le début de combustion assure lapropulsion des produits incomplètement brûlés vers la chambreprincipale au travers de petits trous de communication judicieuse-ment calibrés. Ce principe conduit à adopter un volume de pré-chambre égal à environ 40 % du volume mort total (volumechambre + volume préchambre quand le piston est au point morthaut). Si ce rapport était plus élevé, il y aurait chute du rendement,car les gaz issus de la préchambre auraient des difficultés à passerau travers des petits trous de communication.

Figure 2 – Définition du recouvrement entre maneton et tourillon

R Dman 2⁄ Dtour 2 ⁄ C 2 ----–+=



Dans le cas d’une

préchambre de turbulence de type Ricardo

(figure

4

), ce rapport (souvent appelé K %) est égal ou légèrementsupérieur à 50 %. Il y a donc davantage d’énergie dans la pré-chambre pour assurer le mélange de ce qui en sort avec l’air de lachambre principale. De plus, l’écoulement organisé lors de lacompression permet d’assurer un bon mélange entre le jet de car-burant sortant de l’injecteur et l’air de la préchambre.

Ces deux effets conjugués font que la préchambre Ricardo émetgénéralement moins de fumées noires, donc moins de particules,que la chambre de précombustion de type Mercedes (figure

5

).

Cela a conduit la majorité des constructeurs à préférer la précham-bre de turbulence de type Ricardo malgré l’inconvénient qu’elleentraîne pour la perméabilité de la culasse. Par la suite, nous nousintéressons donc principalement à ce type de préchambre.

1.2.3 Charge thermique

Le point le plus critique qui limite la puissance spécifique desmoteurs à préchambre est celui de la tenue du pontet inter-soupapes. Lors du fonctionnement à pleine puissance, les gaz encombustion sortant du canal de transfert agissent comme un jet dechalumeau ; la température du pontet peut monter à plus de 260

o

C,et l’alliage d’aluminium peut commencer à fluer. Lors du refroi-dissement, il apparaît alors des contraintes de traction dans lepontet. Au bout d’un certain nombre de cycles échauffement-refroidissement successifs, ces contraintes donnent naissance à desfissures qui se propagent progressivement de la chambre decombustion vers la chambre d’eau, d’où finalement rupture dumoteur. Différentes techniques sont adoptées pour empêcherl’apparition de ces fissures :

—

amélioration du refroidissement du pontet,

en faisant circulerl’eau le plus près possible de la chambre de combustion (ce quisuppose un espace suffisant entre les sièges de soupapes) ;

—

réduction des contraintes auxquelles est soumis le pontet

enlimitant au strict minimum les efforts de frettage des sièges desoupapes dans la culasse ;

Figure 3 – Chambre de précombustion de type Mercedes

Figure 4 – Préchambre de turbulence de type Ricardo

Figure 5 – Comparaison des fumées obtenues avec des moteurs équipés de préchambres Ricardo et Mercedes respectivement

(Source MTZ)



—

adoption d’inserts métalliques

(insérés à la coulée) de part etd’autre du pontet, de façon à limiter le fluage lors de l’augmenta-tion de température et à éviter des contraintes de traction lors durefroidissement, car il peut y avoir désolidarisation entre l’insert etl’alliage d’aluminium du pontet. Ces inserts ont été adoptés notam-ment sur de gros moteurs Diesel refroidis par air (KHD) où lacharge thermique était particulièrement élevée ;

—

choix

de l’alliage d’aluminium et contrôle de sa cristallisationlors de la solidification après la coulée.

Bien que généralement moins critiques, d’autres points peuventêtre sources de problèmes s’ils n’ont pas été suffisamment pris encompte :

— refroidissement des sièges de soupapes d’échappement sipossible de façon uniforme tout autour du siège, afin d’éviter desdéformations ou des usures prématurées ;

— refroidissement de la bougie de préchauffage, notamment sila surface qu’elle présente au contact des gaz chauds de combustion(

surface mouillée

) est importante. C’est le cas surtout de la bougieen position amont dans une préchambre de turbulence Ricardo, labougie en position aval étant moins critique (la position amontsignifie que la bougie est en amont de l’injecteur par rapport autourbillon d’air créé dans la préchambre par la remontée du piston(voir figure 11 ). La température maximale du nez de la bougie nedoit en aucun cas dépasser 1 050

o

C avec les matériaux actuels ;

— refroidissement de la voûte de préchambre, qui peut aussidonner lieu à des fissurations ou à des érosions locales ;

— refroidissement de l’injecteur. Celui-ci est refroidi, d’une part,par la circulation du carburant injecté (ce qui explique que la tem-pérature du nez de l’injecteur ne croît pas forcément avec la charge),d’autre part, par le contact au niveau du joint d’appui sur la culasse.Pour des questions de tenue de l’injecteur, mais aussi de risqued’encrassement de ce dernier, il est conseillé d’assurer une bonnecirculation d’eau au voisinage de cette face d’appui ;

— refroidissement des guides de soupapes d’échappement, pouréviter leur calaminage ou leur gommage par cokéfaction de l’huilede lubrification.

Le niveau des contraintes thermomécaniques en fonction de lapuissance spécifique demandée au moteur est à prendre en comptedès le choix général de l’architecture de la culasse. Le calcul par élé-ments finis, à partir du maillage de différentes versions de culasse,peut aider à ce choix. C’est ainsi qu’une culasse de type

cross

-

flow

(admission d’un côté et échappement de l’autre) peut s’avérer plusfavorable. Une culasse à trois soupapes au lieu de deux peutpermettre, sans perdre en perméabilité, de dégager des pontetsplus larges et donc mieux refroidis (figure

6

).

Le calcul reste toutefois délicat ; il faut, par exemple, prendre encompte les précontraintes subsistant dans certaines parties de laculasse créées lors du process de fonderie.

1.2.4 Refroidissement de la culasse

Sur les moteurs de poids lourds,

les culasses sont souvent indi-viduelles sur chaque cylindre (c’est le cas aussi de certainsmoteurs équipant des automobiles, tel le moteur VM). Dans ce cas,la circulation d’eau peut être organisée de façon transversale(figure

7

), c’est-à-dire que le flux principal circule perpendiculaire-ment à l’axe du vilebrequin, la culasse étant alimentée à sa partieinférieure à partir du bloc ; le liquide de refroidissement est ensuiteévacué par la partie supérieure de la culasse, de l’autre côté decelle-ci, ce qui permet simultanément d’assurer un dégazage effi-cace.

Sur la plupart des moteurs Diesel d’automobiles,

avec uneculasse unique pour l’ensemble des cylindres, il est difficile d’assu-rer une bonne répartition des débits entre les différents cylindresavec une circulation transversale. On préfère donc généralementune circulation longitudinale (c’est-à-dire parallèle à l’axe du vile-brequin). La culasse est alimentée à l’une de ses extrémités à partirdu bloc, et le liquide de refroidissement est ensuite évacué à l’autreextrémité (figure

8

). De plus, quelques petits trous sont percés

entre le bloc et la culasse afin d’assurer le dégazage du liquidecirculant dans le bloc. La principale difficulté est d’obtenir desvitesses d’écoulement importantes aux endroits où la charge ther-mique est critique, sachant que ces vitesses sont obtenues par unpassage forcé au travers de sections réduites, ce qui affaiblitd’autant le noyau de fonderie. Les débits circulant dans les diffé-rentes régions de la culasse peuvent être calculés de façonapproximative, en évaluant les pertes de charge des différentessections de passage à la façon d’un circuit électrique ou, de façonplus précise, grâce à un maillage et à un calcul par éléments finis.On pratique également des visualisations sur maquettes transpa-rentes réalisées à partir des mêmes noyaux que ceux de la pièceréelle, afin de localiser les zones où l’écoulement ne s’effectue pascorrectement (zones à faibles vitesses, avec des recirculations,etc.).

1.2.5 Circuit d’huile de lubrification de la culasse

Les points à lubrifier sont les suivants :—

paliers d’arbre à cames et d’axes de culbuteurs :

par des trousdébouchant dans la partie la moins chargée du palier et alimentéspar une rampe qui peut être soit usinée dans la culasse, soit réaliséeà l’intérieur de l’arbre à cames ou de l’axe de culbuteurs ;

Figure 6 – Comparaison des températures de pontets intersoupapes respectivement sur des culasses Diesel IDI à 2 et 3 soupapespar cylindre

[1] (source Ricardo)

Figure 7 – Schéma d’une circulation transversalede l’eau de refroidissement de la culasse



—

contact came/patin :

ce point est critique et doit, par suite, êtrelubrifié abondamment, par exemple au moyen d’une pissette dansle culbuteur lui-même ou dans une rampe rapportée dans laculasse ;

—

poussoirs dans leurs guides

(dans le cas d’attaque directe dessoupapes) : l’écoulement de l’huile provenant du graissage descames suffit ; il faut s’assurer que l’huile n’a ensuite aucune diffi-culté à s’évacuer de la partie inférieure du poussoir, sans cela lespoussoirs joueraient le rôle de piston d’une pompe, ce qui seraitnéfaste à leur fonctionnement ;

—

guides de soupapes :

la simple présence d’huile à la partiesupérieure suffit à assurer la lubrification ; il est nécessaire d’évitertout excès d’huile au moyen de joints de queues de soupapes effi-caces, même s’il y a un léger jeu ou une légère excentration entrela fixation du joint et la tige de soupape, sur laquelle vient frotterla lèvre du joint. Un excès d’huile passant par les guides desoupapes se traduirait par une consommation d’huile trop élevéed’une part, par une augmentation de la fraction soluble des parti-cules émises à l’échappement d’autre part.

Dans le cas de commande de soupapes à rattrapage de jeuhydraulique, il faut de plus alimenter les butées ou les poussoirshydrauliques, et ce avec une huile parfaitement dégazée. Cela peutêtre assuré au moyen de dispositions particulières du circuitd’huile ; un exemple est représenté sur la figure

9

, où les micro-bulles éventuelles sont évacuées vers le haut (alimentation despaliers d’arbre à cames), alors que l’huile alimentant les butéeshydrauliques, prélevée latéralement, sera pratiquement exemptede ces microbulles.

Lors du dessin de la culasse, il faut penser à disposer des retoursd’huile suffisants, de façon que, même lorsque l’huile est froide ettrès visqueuse, elle retombe dans le bloc par simple gravité (sec-tions importantes, pas de coudes) et ne risque pas de s’accumulerdans la culasse.

1.2.6 Commande des soupapes

En fonction des performances spécifiques demandées au cahierdes charges, on aura choisi le nombre de soupapes par cylindre :deux dans le cas le plus général, éventuellement davantage pourdes puissances spécifiques supérieures à 40 kW/L ; trois soupapespar cylindre dans le cas d’un moteur à préchambre Ricardo (c’estle maximum réalisable dans ce cas, compte tenu de la place occu-pée par la base de la préchambre) ; quatre soupapes par cylindredans le cas d’une chambre de précombustion type Mercedes dontla forme autorise de la placer au centre.

Il faut rappeler que, dans le cas des moteurs Diesel, etcontrairement à celui des moteurs à allumage commandé, les sou-papes ne peuvent être inclinées que de quelques degrés par rapportà l’axe du cylindre afin de minimiser les volumes morts dans lachambre de combustion, faute de quoi on ne pourrait réaliser lesrapports volumétriques élevés visés (20/1 à 22/1), avec les rapportsvolume préchambre/volume mort total (K %) nécessaires pour assu-rer une bonne combustion. Cela impose des contraintes de dessindans la disposition et la commande des soupapes plus sévères dansle cas des moteurs Diesel.

Dans la pratique, les soupapes de moteurs à préchambreRicardo sont disposées parallèlement à l’axe du cylindre et sontcommandées soit par des poussoirs (attaque directe, solution pos-sible lorsqu’il y a deux soupapes par cylindre et que tous les axesde soupapes sont dans un même plan), soit par des linguets, ce quiconstitue une solution élégante mais augmente la hauteur horstout de la culasse (les roues d’entraînement de l’arbre à camessont placées très haut), soit par des culbuteurs lorsqu’il y a unecontrainte forte sur la hauteur de la culasse.

Parmi les premiers dimensionnements à effectuer, il faut déter-miner le diamètre extérieur et la longueur des ressorts de soupapes,ainsi que le diamètre des noyaux de cames.

Une difficulté fréquemment rencontrée lors du dessin est la proxi-mité entre les vis de fixation de la culasse sur le bloc et la fixationdes chapeaux de paliers d’arbre à cames.

1.2.7 Dimensionnement et positionnementdes soupapes dans la chambrede combustion

Sur un moteur à deux soupapes par cylindre, l’optimisation duremplissage et de la boucle négative du cycle (travail de pompageeffectué par le moteur pendant les temps d’admission et d’échap-pement) conduit à adopter un rapport entre le diamètre de tête desoupape d’admission et le diamètre de tête de soupape d’échappe-ment

D

A

/

D

E

compris entre 1,10 et 1,16. Dans le cas d’un moteurturbo, il peut être intéressant de ne pas sous-dimensionner la sou-pape d’échappement pour amplifier les bouffées d’échappement etainsi favoriser le temps de réponse du turbocompresseur lors desreprises à bas régime (

D

A

/

D

E

plus proche de 1,10).

La distance minimale entre bord de soupape et bord du cylindrerésulte d’essais en soufflerie ; en première approximation, on peutadmettre une distance de 1 mm pour la soupape d’échappement,de 2 mm pour la soupape d’admission.

La distance entre deux soupapes, ou entre soupapes et pré-chambre, résulte de la possibilité de faire descendre le noyau d’eauafin d’assurer un bon refroidissement des sièges de soupapes dansla culasse. Le dessin de ces noyaux d’eau dépend des capacités defonderie, on admet généralement :

Figure 8 – Schéma d’une circulation longitudinalede l’eau de refroidissement de la culasse

Figure 9 – Schéma de circuit d’huile d’alimentationde butées hydrauliques



— une épaisseur de semelle de culasse de 10 mm (pour tenir àdes pressions dans la chambre de combustion de l’ordre de140 bar), avec toutefois la possibilité de descendre jusqu’à 6 mmlocalement ;

— un rayon de noyau minimal de 3 mm (on admet même par-fois 2 mm au niveau des pontets intersoupapes).

La préchambre elle-même (préchambre de type Ricardo) estsituée à cheval sur le bord du cylindre, son axe, parallèle à l’axe ducylindre, étant confondu avec une génératrice du cylindre.

1.2.8 Positionnement de l’injecteur et de la bougie de préchauffage dans la préchambre

La position de l’injecteur découle d’une optimisation expérimen-tale au banc moteur (§ 2). Pour un premier dessin, on pourra adop-ter, sur une préchambre Ricardo, un axe d’injecteur passant par lepoint A de la figure

10

(point de raccordement entre le

plateau

àla partie inférieure et la forme intérieure de la préchambre), et uneinclinaison de cet axe de l’ordre de 25 à 35

o

par rapport à l’axe ducylindre.

En ce qui concerne la bougie de préchauffage, de nombreusesexpériences et visualisations ont montré qu’elle induisait un effetd’allumette

, c’est-à-dire l’inflammation du mélange air-carburant

passant à son voisinage, et non un simple échauffement de l’airprésent dans la préchambre. Son positionnement précis est doncessentiel à sa bonne efficacité. La partie chaude se situant à l’extré-mité du nez de la bougie, celui-ci doit se trouver au voisinage dubord du cône du jet d’injecteur dont l’angle au sommet est de l’ordrede 10 à 15

o

. Il existe deux dispositions possibles de la bougie depréchauffage dans une préchambre Ricardo, l’une dite

bougieamont

ou

horizontale,

l’autre dite

bougie aval

ou

verticale

(figure

11

). Il importe, dans tous les cas, de minimiser la

surfacemouillée

du crayon de bougie (partie baignant dans les gaz chaudsde la combustion), afin de minimiser la température maximale decelui-ci, ce qui peut être un facteur limitant des performances.

1.3 Dessin de culasses de moteurs Diesel à injection directe

Nous ne traitons ici que de ce qui est spécifique aux culasses àinjection directe ; pour les autres points (cahier des charges, refroi-dissement, circuit d’huile, commande des soupapes, positionne-ment et dimensionnement des soupapes), on se reportera à ce quia été dit dans le paragraphe précédent concernant les moteurs àpréchambre.

En ce qui concerne le nombre de vis de fixation de la culasse, ilpeut s’avérer impossible, pour des raisons de manque de place pourles conduits d’admission dans la culasse, d’avoir plus de 4 vis defixation par cylindre dans le cas de certaines culasses à injectiondirecte à 4 soupapes par cylindre.

1.3.1 Génération du swirl(rapport de tourbillonnement)

D’après [3] dans le cas des moteurs Diesel à injection directe, lemélange de l’air et du carburant est réalisé avec l’aide d’un mou-vement de rotation de l’air engendré lors de l’admission et amplifiédans le bol du piston au cours de la compression (conservation dumoment cinétique). Le rapport entre la vitesse de rotation de l’aircréée à l’admission (mesurée en soufflerie) et la vitesse de rotationdu moteur est appelé

swirl

(en français : rapport de tourbillonne-ment, mais le terme swirl est beaucoup plus couramment employé).

La réalisation de ce swirl et le positionnement, aussi central etvertical que possible, de l’injecteur, sont les contraintes majeuresà prendre en compte lors du dessin d’une culasse de moteur Dieselà injection directe.

Le swirl est créé lors de l’admission par deux effets agissantsimultanément (figure

12

) :—

l’orientation des vecteurs vitesse autour de la soupaped’admission

: une composante tangentielle peut être créée grâce àune forme hélicoïdale du conduit d’admission dans la culasse, cetype de forme étant le plus efficace pour créer cette composantetangentielle tout en créant le minimum de perte de charge (meilleurcompromis swirl/perméabilité) (figure

12

a

) ;—

la répartition des vitesses à la sortie de la soupape d’admis-sion :

les vitesses du côté opposé au conduit d’admission sont plusélevées que les vitesses mesurées en dessous de ce conduit ; leswirl ainsi créé dépend donc directement de l’excentration de lapipe d’admission par rapport à l’axe du cylindre. Sur la figure

12

b

,cet effet est représenté superposé à l’effet du conduit hélicoïdald’admission dans la culasse décrit précédemment.

Il importe donc avant tout que ces deux effets agissent dans lemême sens afin de se renforcer et non de se détruire.

Dans une culasse à deux soupapes par cylindre,

cela est relati-vement aisé ; il suffit d’orienter l’hélicoïde de façon à engendrerune rotation dans le même sens que celle engendrée par l’excen-tration du conduit d’admission par rapport à l’axe du cylindre(figure

13

). Il faut seulement prendre garde à laisser suffisammentde place entre ce conduit hélicoïdal et le conduit d’échappement

Figure 10 – Position de l’axe de l’injecteur dans une préchambrede turbulence de type Ricardo

Figure 11 – Position de la bougie de préchauffage



du cylindre voisin de façon à pouvoir assurer une circulation d’eaude refroidissement entre les deux conduits.

Dans une culasse à quatre soupapes par cylindre, le problème estplus compliqué car la disposition naturelle de deux conduitsd’admission contigus (comme dans le cas des moteurs à allumagecommandé) conduit à avoir des excentrations par rapport à l’axe ducylindre créant des swirls de directions opposées, c’est-à-dire sedétruisant l’un l’autre.

On élimine a priori la solution consistant à disposer un conduitd’admission dans la culasse et un conduit d’échappement dechaque côté du moteur (figure 14), car bien que conduisant à unebonne génération de swirl, cela nécessiterait la présence de deuxcollecteurs d’admission et de deux collecteurs d’échappement, cequi serait totalement inacceptable tant du point de vue du coût quede l’implantation dans le véhicule.

De nombreuses solutions ont été proposées, en essayant tou-jours d’avoir les deux conduits d’admission dans la culasse d’unmême côté de la culasse, mais excentrées toutes les deux dumême côté par rapport à l’axe du cylindre de façon à ne pasdétruire les swirls créés par chacune d’entre elles. On distinguedeux familles de solutions, celles dites à motif de soupapes paral-lèle à l’axe du moteur, ce qui facilite la commande des soupapes,par exemple au moyen de deux arbres à cames parallèles(figure 15), et celles dites à motif de soupapes tourné par rapportà l’axe du moteur, qui demandent un système de commande desoupapes plus complexe, par exemple au moyen d’un cavalieractionnant deux soupapes simultanément (figure 16).

La ou les solutions retenues doivent être essayées sur maquetteou calculées avec l’aide d’un modèle 3D afin de vérifier que lecompromis swirl/perméabilité obtenu est satisfaisant ; si ce n’étaitpas le cas, tout le dessin de la culasse pourrait être remis en cause.

Figure 12 – Répartition et orientation des vitessesà la sortie de la soupape d’admission

Figure 13 – Orientation du conduit d’admission hélicoïdaldans une culasse Diesel DI à 2 soupapes par cylindre

Figure 14 – Disposition de conduits d’admission opposésdans le cas d’une culasse Diesel DI à 4 soupapes par cylindre

Figure 15 – Moteur Diesel DI à 4 soupapes par cylindre : disposition des conduits d’admission dans la culasse avec un motif de soupapes parallèle à l’axe du moteur (source : SAE 900 133)



La conception et la réalisation du conduit d’admission dans laculasse sont généralement les points critiques pour l’obtention desculasses prototypes.

1.3.2 Logement et fixation de l’injecteur

Ainsi que nous l’avons rappelé, l’injecteur doit être aussi centralet vertical que possible :

— central (extrémité du nez aussi proche que possible de l’axedu cylindre), car cela permet de mieux conserver le mouvement deswirl dans le bol au voisinage du point mort haut ; cela peut aussipermettre, du fait du meilleur centrage du bol, de mieux disposerdans le piston la galerie de refroidissement de ce dernier (la galeriepeut être rapprochée de la première gorge) ;

— vertical, car cela permet de réduire les disparités entre les dif-férents jets de gazole ; lorsqu’un injecteur est incliné, l’écoulementdu gazole à l’intérieur du nez subit un plus grand changement dedirection pour alimenter les trous qui sont à la retourne (figure 17).

Il n’est pas admis que ce changement de direction soit de plusde 90o. Pour cette raison, les jets 1 et 2 (figure 18) sont disposéssymétriquement de part et d’autre du plan passant par l’axe del’injecteur et l’axe du cylindre.

De façon pratique, on admet qu’il ne faut pas dépasser 20o

d’inclinaison de l’injecteur et que l’excentration de l’extrémité dunez d’injecteur (point de rencontre théorique des axes de jetsd’injecteur) par rapport à l’axe du cylindre doit être inférieure à 5 %de l’alésage.

En ce qui concerne la fixation du porte-injecteur, celle-ci est géné-ralement réalisée par une fourchette s’appuyant sur l’épaulementformé par deux méplats usinés dans les flancs du porte-injecteur(figure 19). Cette disposition permet d’exercer une pression suffi-sante sur le joint en cuivre d’appui du porte-injecteur tout en lais-sant à ce dernier la liberté de mouvement nécessaire à une bonnemise en place (appui régulier tout le long du joint) lors du serrage.Elle assure également le positionnement angulaire de l’injecteurautour de son axe de façon que les jets soient convenablementorientés. Il faut vérifier que la surface d’appui de l’autre extrémitéde la fourchette soit suffisamment dure pour éviter un matage quipourrait à la longue conduire au desserrage du porte-injecteur.

Dans le cas d’une culasse à 4 soupapes par cylindre, il n’y a pasde place pour une telle fourchette ; on utilise alors une bride serréepar deux goujons (figure 20). On dispose même parfois de si peude place que l’on est conduit à ne pas mettre de paroi de sépara-tion entre le porte-injecteur et l’intérieur de la culasse ; on dit alorsque le porte-injecteur est monté dans l’huile. L’inconvénient decette solution est qu’en cas de fuite d’un raccord de gazole celle-cin’est pas visible et le gazole peut s’écouler directement dans l’huilede lubrification du moteur.

1.3.3 Cas des injecteurs-pompes

Dans ce cas, au moins un arbre à cames a aussi pour fonctionde pousser sur le piston de l’injecteur-pompe afin d’engendrer lahaute pression (pouvant atteindre 2 000 bar), souvent par l’intermé-diaire d’un culbuteur qui doit être calculé par éléments finis.

La conception de la culasse est plus contraignante car, outre cesystème de commande, il faut implanter l’injecteur-pompelui-même, qui est plus encombrant qu’un porte-injecteur classique,ainsi que son circuit d’alimentation en gazole qui est généralementusiné dans la culasse (figure 21).

Figure 16 – Moteur Diesel DI à 4 soupapes par cylindre : disposition des conduits d’admission dans la culasse avec un motif de soupapes tourné par rapport à l’axe du moteur (source : SAE 900 133)

Figure 17 – Vue en coupe d’un nez d’injecteur montrant la position des trous qui sont à la retourne, donc moins bien alimentés

Figure 18 – Position des jets d’injecteur dans le cas d’un injecteur incliné par rapport à l’axe du cylindre



Cette solution, qui permet d’obtenir des pressions d’injectiontrès élevées, augmente la puissance spécifique du moteur ; maiselle présente l’inconvénient de conduire à un encombrement deculasse important, ce qui est souvent rédhibitoire vis-à-vis desarchitectures sous capot retenues pour les véhicules automobilesactuels et futurs.

1.3.4 Positionnement de la bougie de préchauffage

Bien que le moteur Diesel à injection directe ait une meilleureaptitude au démarrage à froid que le moteur à préchambre, du faitde ses moindres dissipations thermiques, la bougie de préchauffagereste indispensable aux moteurs de faible cylindrée unitaire (moinsde 600 cm3 par cylindre) pour assurer des démarrages corrects àbasse température (– 20 oC).

Comme nous l’avons vu au paragraphe 1.2.8 concernant lesmoteurs à préchambre, il convient de placer l’extrémité du nez de

la bougie au voisinage du bord d’un des jets d’injecteur (côned’environ 10o d’angle au sommet). Bien que le dépassement de labougie par rapport à la face inférieure de la culasse soit relativementfaible (de l’ordre de 4 mm), il peut être source de perturbations dansl’écoulement de l’air et du jet d’injecteur ; on peut, de ce point devue, préférer placer la bougie en amont du jet d’injecteur par rap-port au sens du swirl.

2. Mise au point expérimentaledes moteurs Diesel IDI

2.1 Prédéfinition du système d’injection au banc électrique

Il s’agit de déterminer la pompe d’injection et les injecteurs per-mettant :

— d’injecter le débit demandé en pleine charge pendant unedurée d’injection qui ne doit pas être excessive (ne pas dépasser 35à 40 degrés vilebrequin) sinon on risque de diminuer le rendementet d’augmenter les fumées ;

— d’avoir une durée d’injection aussi longue que possible auralenti afin de diminuer le bruit ;

— d’optimiser le taux d’introduction (on appelle taux d’introduc-tion le débit instantané injecté, en cm3/s, qui est variable au coursde l’injection) en charge partielle afin d’optimiser le rendement etles émissions de polluants (fumées HC, CO, NOx ) à l’échappement ;

— de contrôler la pression résiduelle dans les tubes haute pres-sion (pression régnant dans ces tubes entre deux injections) afind’éviter des phénomènes de cavitation (pouvant engendrer desproblèmes de tenue en endurance) et des défauts d’agrément deconduite lors des transitoires.

Les principaux paramètres sur lesquels on peut agir sont lessuivants :

— diamètre du piston de pompe d’injection ;— loi de came de la pompe d’injection ;— loi de débit hydraulique de l’injecteur en fonction de la levée

d’aiguille ;— dimensionnement des clapets et freins de réaspiration à l’entrée

des tubes haute pression ;— dimensionnement des tubes haute pression.

Figure 19 – Fixation du porte-injecteur sur la culasse au moyend’une fourchette d’appui (moteur Renault)

Figure 20 – Fixation du porte-injecteur au moyen d’une bride(culasses à 4 soupapes par cylindre)

Figure 21 – Implantation d’un injecteur-pompe



Afin d’optimiser ces différents paramètres vis-à-vis des critèrescités précédemment, on effectue des essais au banc électrique.Parallèlement à ces essais, il est utile de modéliser le systèmed’injection avec un modèle hydraulique simple, ce qui permet degagner du temps dans l’optimisation des paramètres en évitanttrop de tâtonnements expérimentaux. Le calcul permet égalementde déterminer la pression en des points où la mesure n’est paspossible, et de vérifier ainsi, par exemple, qu’il n’y a pas de risqued’apparition de cavitation.

Remarque : on appelle banc électrique un banc où la pompe est entraînée par unmoteur électrique et sur lequel on peut commodément mesurer les débits injectés, lesdurées d’injection, les pressions dans les tubes haute pression, les taux d’introductioninstantanés.

Parmi les ensembles pistons de pompe/cames donnant desdurées d’injection en pleine charge correctes, il faut choisir lessolutions les plus intéressantes aux charges partielles, notammentvis-à-vis des émissions et de la consommation. Différentes études[2] ont montré que :

— les émissions d’oxydes d’azote étaient influencées par le tauxd’introduction pendant la première moitié de l’injection (figure 22) ;

— les fumées dépendaient de la durée pendant laquelle la tem-pérature moyenne dans la chambre était supérieure à 1 100 K (afinde laisser un maximum de temps pour la postoxydation des suies)(figure 23), ce qui est en faveur d’une injection relativement étaléedans le temps ;

— la consommation spécifique était influencée par le tauxd’introduction pendant la deuxième moitié de la combustion(figure 24).

Pour réduire simultanément les oxydes d’azote, les fumées, laconsommation spécifique (les émissions de HC et CO ne sont pasréellement critiques en Diesel), on peut donc rechercher des sys-tèmes d’injection (pistons, cames, injecteurs) donnant :

— une durée totale d’injection aussi grande que possiblecompatible avec le fonctionnement en pleine charge ;

— un taux d’introduction aussi faible que possible pendant lapremière moitié de l’injection ;

— un taux d’introduction aussi élevé que possible pendant ladeuxième moitié de l’injection.

On vérifiera par ailleurs, lors des essais au banc électrique (puissur banc moteur ensuite), que la fermeture de l’aiguille est franchesur tous les points de fonctionnement (un taux d’introduction traî-

Figure 22 – Influence du taux d’introduction pendant la première moitié de l’injection sur les émissions d’oxydes d’azote [2]

Figure 23 – Influence sur les fumées de la durée pendant laquellela température dans la chambre de combustion excède 1 100 K (o) [2]

Figure 24 – Influence du taux d’introduction pendant la deuxième moitié de la combustion sur la consommation spécifique [2]



nant en fin d’injection est générateur de fumées et d’hydrocarbures)et qu’il n’y a pas de levées secondaires de l’aiguille génératricesd’émissions d’hydrocarbures (ces levées secondaires ou postinjec-tions sont dues aux oscillations de pression dans les tubes hautepression et peuvent parfois se produire assez tardivement après lafin de l’injection).

Ces orientations permettent de retenir un premier lot de défini-tions (ensemble des spécifications sur les paramètres évoqués pré-cédemment) à tester au banc moteur ; en fonction des résultatsobtenus sur ce dernier, on pourra, bien sûr, être amené à effectuerun certain nombre d’évolutions de ces définitions.

2.2 Optimisation de la combustionau banc moteur

La caractérisation initiale d’un système de combustion s’effectueselon trois principaux types d’essais :

— la courbe de pleine charge ;— les balayages d’avance sur des points à forte charge notam-

ment ;— les courbes à isorégime et charge variable souvent appelées

isovitesses.

Les principaux paramètres mesurés au cours de ces essais sontles suivants :

— puissance, couple, consommation spécifique, émissions, fumées(paramètres moteur) ;

— débit d’air, pressions et températures aux différents pointsdes circuits d’admission et d’échappement (paramètres remplis-sage et suralimentation) ;

— avance à l’injection, durée d’injection, pression d’injectiondans au moins un tube haute pression, température du gazole àl’entrée de la pompe (paramètres injection).

� La courbe de pleine charge est généralement établie en se fixantun niveau de fumées en fonction du régime, ce niveau étant déter-miné à partir de différentes contraintes telles que :

— le niveau maximal admissible par la réglementation (celui-ciconstitue seulement un repère et un majorant, les niveaux retenusétant largement au-dessous de cette limité) ;

— la non-apparition de fumées visibles à la sortie de l’échappe-ment sur véhicule ;

— le risque de contamination excessive de l’huile par les suiesentre deux vidanges, suies introduites dans l’huile par les gaz deblow-by [4].

Sur chacun des points de cette courbe de pleine charge, l’avanceà l’injection doit être choisie de façon à optimiser la performance ;il y a un compromis à effectuer entre les fumées et le rendement(figure 25), car l’avance de meilleur rendement conduit à avoir destempératures élevées en début de combustion, d’où une formationexcessive de suies ; pour une valeur limite fixée des fumées, on estalors conduit à réduire le débit, donc les performances.

� Les balayages d’avance vont permettre d’affiner les valeursd’avance à retenir en forte charge ; en charge partielle, d’une partles fumées sont moins sensibles à l’avance, d’autre part l’avancesera choisie en fonction d’autres critères notamment le compromisoxydes d’azote/particules.

La courbe de pleine charge permet de voir si, en premièreapproximation, les choix faits pour la chambre de combustion et le

système d’injection conduisent aux performances spécifiques et àla consommation spécifique attendue. Afin de faciliter la comparai-son entre différentes solutions et de se rendre compte notammentsi les écarts de performances spécifiques sont dus à la combustionou au remplissage, il est utile de reporter sur le même graphiquela richesse moyenne calculée soit à partir de l’analyse des gazd’échappement, soit à partir des mesures de débit d’air et de car-burant. Sur de bons moteurs à injection indirecte, on arrive à desrichesses limites en pleine charge de l’ordre de 0,85.

� Les courbes isovitesses sont extrêmement significatives entermes de qualité de la combustion aux différents régimes etcharges de fonctionnement du moteur. La combustion étant parti-culièrement difficile aux faibles régimes, du fait de la réduction desmouvements d’air et de la pression d’injection, on retient au mini-mum trois régimes pour tracer ces isovitesses, par exemple 1 500,2 500 et 4 000 tr/min.

Une fois déterminées les grandes lignes de la définition du sys-tème de combustion au moyen de ces essais, on affine ensuite lamise au point en introduisant :

— l’étude du fonctionnement au ralenti ;— les balayages d’avance et d’EGR (Exhaust Gas Recirculation :

recirculation des gaz d’échappement à l’admission) sur différentspoints représentatifs du fonctionnement sur le cycle normalisé demesure des émissions à l’échappement.

Un certain nombre d’essais commencent également à ce stade àêtre effectués sur véhicule, pour pouvoir mesurer plus précisémentles émissions et l’agrément de conduite.

Il n’est pas possible de donner une démarche universelle demise au point du système de combustion d’un nouveau moteur,chacun ayant ses propres particularités que l’on ne peut prévoir etque l’on découvre au fur et à mesure des essais. Afin d’imager nospropos, nous décrivons ci-après la démarche suivie pour la miseau point d’un moteur particulier.

Figure 25 – Moteur Diesel IDI : influence de l’avance à l’injectionsur les fumées et la consommation spécifique à forte charge



Exemple :

Moteur Renault G8T (4 cylindres, 2,2 L de cylindrée, 3 soupapes parcylindre).

� Choix de la position de la bougie

L’objectif recherché était de faire un moteur émettant aussi peude particules que possible, sachant que les oxydes d’azote pou-vaient être diminués grâce à une réduction de l’avance à l’injection età la recirculation des gaz d’échappement. Des travaux préliminairesont montré que la suppression de l’obstacle aérodynamique créé parla bougie de préchauffage dans la préchambre conduisait à une modi-fication profonde de la combustion : celle-ci était accélérée, lemélange air-gazole s’effectuant de façon plus efficace, et s’accompa-gnait certes d’une augmentation des oxydes d’azote et du bruit, maiségalement d’une réduction spectaculaire des fumées et des particu-les. Ce résultat s’explique par l’augmentation des vitesses d’air dansla préchambre. Si, outre la suppression de la bougie, on augmente lasection du canal de transfert entre chambre et préchambre, onramène les vitesses d’air à un niveau habituel lors du remplissage dela préchambre, d’où une moindre élévation des oxydes d’azote et dubruit ; mais, du fait de la suppression de l’obstacle aérodynamique,les mouvements d’air se conservent plus longtemps au cours ducycle, ce qui favorise la postoxydation des suies. Bien entendu, il fautquand même assurer le démarrage du moteur aux basses températu-res, et la bougie n’est pas réellement supprimée mais changée deposition : au lieu d’être placée en amont de l’injecteur par rapport ausens de l’écoulement de l’air, on la place en aval, dans une positionproche de la verticale, de façon à réduire la protrusion de la bougie àl’intérieur de la préchambre (cf. figure 11).

� Section du canal de transfertDes variations sur la section du canal de préchambre ont montré

que, par rapport à la section optimale en bougie amont (valeursusuelles : 0,085 à 0,1 fois la cylindrée unitaire, la section étant expri-mée en mm2 et la cylindrée en cm3), la bougie aval nécessitait unesection augmentée d’environ 30 % pour obtenir des émissionsd’oxydes d’azote du même ordre (figure 26). Les fumées ont, parcontre, été considérablement réduites (figure 27), tandis que l’onnote également un effet favorable sur la consommation (figure 28),ce qui peut s’expliquer par la réduction des pertes aérodynamiques etthermiques entraînée par l’augmentation de la section du canal detransfert.

� Rapport K %Le rapport K % entre le volume de la préchambre et le volume

mort total est également un paramètre très influent sur le mélangeentre air et carburant ou gaz partiellement brûlés, et doit être égale-ment optimisé vis-à-vis du compromis performances/NOx / fumées(figures 29, 30 et 31. On a intérêt, tant du point de vue du rende-ment que des émissions d’oxydes d’azote, à avoir un rapport K %aussi faible que possible. L’expérience sur de nombreux moteurs amontré que l’on pouvait encore avoir un bon niveau de performancesspécifiques avec des K % compris entre 50 et 54 %. L’art du metteurau point consiste à rechercher une bonne utilisation de l’air, notam-ment à forte charge, avec un K % aussi faible que possible : lesmoteurs à K % faible (de l’ordre de 50 %) montrent une bonne maî-trise de la combustion de la part de leurs concepteurs.

� Position de l’injecteurNous avons vu au paragraphe 1.2.8, que l’on pouvait au départ choi-

sir une position d’injecteur correspondant à une inclinaison de l’ordrede 25 à 35o par rapport à l’axe du cylindre et à l’axe d’injecteur pas-sant par le point de raccordement entre le plateau et la partie infé-rieure de la préchambre. En première approximation, l’injecteurprojette le carburant dans l’air de la préchambre qui est animé d’unmouvement de rotation circulaire (figure 32). Le principal paramètrecaractérisant la position du jet par rapport à cet écoulement d’air cir-culaire est donc l’excentration de l’axe de l’injecteur par rapport aucentre de la préchambre, excentration que l’on caractérise par le rap-port r / R, où r désigne la distance entre centre de la préchambre etaxe de l’injecteur, R désignant le rayon de la voûte de préchambre.

Certains se sont d’ailleurs demandés pourquoi le jet d’injecteur étaitorienté dans le même sens que celui de la rotation de l’air, alors qu’illeur semblait intuitivement que le mélange aurait été plus efficace eninjectant le carburant dans le sens opposé. La figure 33 montre claire-ment qu’en injectant dans le sens opposé à celui de l’écoulement d’airon obtient un regroupement du carburant sur lui-même, le jet se recro-queville, et l’on n’a donc pas le mélange escompté.

Une augmentation de l’excentration, c’est-à-dire du rapport r /Rprovoque un rapprochement du jet des parois de la préchambre etune réduction de l’effet de cisaillement du jet par l’air, d’où un ralen-tissement de la combustion, que l’on peut matérialiser par une dimi-nution des oxydes d’azote (figure 34) ; mais elle entraîne aussi uneaugmentation des fumées et des hydrocarbures imbrûlés. On choisitdonc le rapport r /R le plus élevé possible, à la limite des remontéesd’hydrocarbures imbrûlés et de fumées. La valeur optimale se situegénéralement autour de 0,25.

Enfin, et cela est particulièrement vrai pour les moteurs de faiblecylindrée unitaire (inférieure à 0,5 L par cylindre), il est souhaitabled’avoir une longueur libre de jet (distance entre le nez de l’injecteuret le point d’impact théorique du jet) (cf. figure 32) suffisammentgrande pour limiter l’impact de liquide sur la paroi lorsque le moteurest froid, ce qui engendre l’émission de grandes quantités d’hydrocar-bures imbrûlés. C’est la raison pour laquelle Ricardo a introduit leplateau à la partie inférieure de la préchambre et que l’on dirige le jetdans le coin formé par le raccordement de ce plateau avec la formeintérieure de la préchambre.

Ces différentes contraintes amènent généralement à placer l’injec-teur très près de la bougie lorsque celle-ci est en position aval(figure 35), et on peut être limité dans le dessin par l’épaisseur dematière minimale à disposer entre injecteur et bougie.

� Zone de raccordement entre puits d’injecteuret voûte de préchambre

Du fait de l’excentration de l’injecteur, la conception du raccorde-ment entre le puits d’injecteur et la voûte de préchambre est souventdifficile à réaliser ; il faut pouvoir loger le protège-injecteur, ne pasavoir le nez d’injecteur trop en retrait par rapport à la préchambre etéviter les volumes morts dans lesquels du gazole pourrait se mettreet ressortir en fin de cycle sous forme d’hydrocarbures imbrûlés.

� Dessin de la cavité dans le dessus du piston (trèfle )Une fois ces optimisations faites, nous nous sommes rendu

compte que les fumées à forte charge étaient encore trop élevées (onparle parfois de saturation précoce ) : il restait à optimiser la forme dudessus de piston, souvent appelé trèfle par son aspect. En effet, ladeuxième partie de la combustion s’effectue au-dessus du piston parmélange de l’air avec les gaz partiellement brûlés provenant de la pré-chambre et mis en vitesse dans le canal de transfert. Ces gaz, aprèsavoir pénétré au-dessus du piston, s’écoulent en deux tourbillonscontrarotatifs (figure 36), et l’on a constaté, au moyen de calculs 3D,que la position de ces tourbillons, ainsi que les valeurs des vecteursvitesse et de l’énergie cinétique turbulente en différents points de lachambre, sont très dépendantes de ce qui s’est passé au début de lavidange de la préchambre, lorsque le piston est encore au voisinageimmédiat du point mort haut. D’où l’importance de la forme du trèfle.Les figures 37 a et b montrent des exemples de formes qui ont étéessayées, mais il n’existe pas de règle générale. On peut voir sur lescourbes isovitesses de la figure 38 un exemple de l’amélioration enfumées que l’on peut parfois obtenir par modification du trèfle.



3. Mise au point expérimentaledes moteurs Diesel DI

3.1 Caractérisation des culassesen soufflerie

Nous avons vu [3] que le mélange du carburant, injecté dans lebol par plusieurs trous, et de l’air, nécessitait un mouvement derotation de l’air. Cette rotation est générée lors de la descente dupiston grâce à la position et à la forme du ou des conduits d’admis-

sion dans la culasse, puis amplifiée lors de la compression à l’inté-rieur du bol (conservation du moment cinétique).

Pour rechercher le swirl optimal vis-à-vis de la combustion, il estdonc nécessaire de le quantifier par une mesure en soufflerie quenous allons décrire.

D’autre part, il faut chercher à introduire le maximum d’air dansla chambre, et pour cela avoir une culasse aussi perméable quepossible ; cette perméabilité sera également caractérisée en souf-flerie.

Il est évident que la génération d’un swirl crée une perte decharge et, par suite, altère la perméabilité de la culasse ; c’est doncle compromis swirl/perméabilité que l’on cherchera à optimiser.

Figure 26 – Influence de la position de la bougie et de la sectiondu canal sur les émissions d’oxydes d’azote

Figure 27 – Influence de la position de la bougie et de la sectiondu canal sur les fumées

Figure 28 – Influence de la position de la bougie et de la sectiondu canal sur la consommation

Figure 29 – Influence du volume de la préchambre sur les émissions d’oxydes d’azote



3.1.1 Détermination du taux de swirl

� Mesure de l’indice de swirl par moulinet

Si l’on suppose que la rotation de la masse d’air dans le cylindrelors de l’admission est assimilable à une rotation solide (vitesse desparticules proportionnelle à leurs distances respectives du centre derotation), on définit l’indice de swirl par le rapport :

nD /N

avec nD vitesse angulaire de rotations de la masse gazeuse(tr/min),

N vitesse de rotation du moteur (tr/min).

La vitesse de rotation n D est traditionnellement mesurée ensoufflerie au moyen d’un moulinet normalisé dont le diamètre estégal à 0,7 fois l’alésage D du cylindre et placé à 1,4 fois l’alésageen aval du plan de joint de la culasse (figure 39).

Pour une levée donnée de la soupape, on applique entre l’admis-sion et le cylindre une différence de pression de 25 mbar, et l’on

mesure le débit d’air Q (m3/s). On considère que le régime moteurqui correspond à ce débit est celui qui crée une vitesse moyennede piston égale à ce débit divisé par la section transversale ducylindre.

La vitesse moyenne du piston s’exprime par :

V = C N /30

avec V vitesse moyenne de piston (m/s),

C course du piston (m),

N vitesse de rotation du moteur (tr/min).

On a alors :

V = Q /(π D 2/4)

d’où l’on déduit :

Si f désigne la fréquence de rotation du moulinet en hertz, on a :

nD = 60 f

D’où l’expression de l’indice de swirl :

D et C sont connus, f et Q sont mesurés en soufflerie.

� Taux de swirl moyen

Cette expression est valable pour chaque levée de soupape. Maisce qui importe pour le moteur, c’est le swirl que l’on obtient au pointmort bas en fin d’admission, qui résulte du cumul des swirlsengendrés à chaque angle de vilebrequin, alors que la vitesse depiston et la levée de soupape varient en fonction de cet angle de

Figure 30 – Influence du volume de la préchambresur la puissance maximale

Figure 31 – Influence du volume de la préchambresur le couple maximal

Figure 32 – Position de l’injecteur et rotation de l’airdans la préchambre : définition du rapport r /Ret de la longueur libre de jet L

N 30 V C⁄ 120C

---------- Q π D 2 -------------= =

indice de swirl n D N⁄ π2--- CfD 2

Q--------------= =


vilebrequin. On est donc amené à définir un taux de swirl moyen,qui est l’intégrale des indices de swirl pendant la course d’admis-sion, en prenant pour chaque angle de vilebrequin la levée de sou-pape et la vitesse de piston correspondantes :
taux de swirl moyen =

avec v vitesse de piston pour l’angle α (m/s),

nD /N indice de swirl correspondant à la levée de soupapepour l’angle α du vilebrequin (cette levée dépend dela loi d’arbre à cames qu’il faut donc connaître),

α angle de vilebrequin (rad).

Figure 33 – Orientation du jet par rapport au swirl

Figure 34 – Influence de l’excentration de l’injecteursur les émissions d’oxydes d’azote

Figure 35 – Position relatives de l’injecteur et de la bougiedans une préchambre Ricardo dite à bougie aval (ou verticale)(moteur Renault G8T)

Figure 36 – Écoulement selon deux tourbillons contrarotatifs des gaz en combustion issus de la préchambre

ND N⁄ 1π----- �

0

π

n

D N -------

v

2

V

2 ------- d α =



�

Mesure de l’indice de swirl par nid-d’abeille

De plus en plus, le moulinet, qui ne mesure que les vitesseslocales au niveau de ses pales, est remplacé par un nid-d’abeille(figure

40

) placé dans le cylindre et qui permet de mesurer le couple

de redressement exercé par le flux gazeux ; ce couple

G

est égal aumoment cinétique de la masse gazeuse en rotation, intégrant ainsile champ de vitesse dans toute la section du cylindre.

On peut écrire, dans ce cas :

G =

2

π

f

I

avec

G

couple de redressement (N · m),

I

moment cinétique du disque gazeux (kg · m

2

) = .

Figure 37 – Exemples de variantes de formes de cavités (trèfles)sur le dessus du piston d’un moteur Diesel IDI

Figure 38 – Influence de la forme du trèfle sur les fumées(isorégime 4 000 tr/min)

Figure 39 – Mesure de l’indice de swirl par moulinet

Figure 40 – Mesure de l’indice d swirl par nid-d’abeilles

ρ QD 2

8-------------



et l’indice de swirl est alors donné par :

avec

ρ

masse volumique de l’air (kg/m

3).

Q et G sont mesurés en soufflerie.

� Rapport Cu/Ca

Pour simplifier le calcul et avoir tout de même une bonne approxi-mation du taux de swirl, on a souvent utilisé le rapport Cu /Ca, oùCu désigne la vitesse tangentielle de l’écoulement (m/s) et Ca lavitesse débitante de l’air dans le cylindre (m/s), pour une levéeconventionnelle de la soupape proche de la levée maximale (le débitétant plus important, la rotation de l’air créée lors des fortes levéesa un poids plus important pour le swirl finalement obtenu au pointmort bas). Pour des moteurs autour de 0,4 L de cylindrée unitaire,on avait coutume de prendre une levée de 8 mm.

On peut écrire :

Nous ne recommandons pas de prendre ce paramètre pourdéterminer le swirl, mais il est bon de connaître son existence pourla bonne lecture de certaines publications.

3.1.2 Détermination de la perméabilité

Pour une levée donnée de la soupape, lorsque l’on appliquecomme on vient de le voir une dépression de 25 mbar, un débit-masse Q m passe au travers de la section de passage dégagée parla soupape. En appliquant la loi de Bernoulli (on considère le fluidecomme incompressible ici sans erreur significative car on est trèsloin de la vitesse du son), la section effective de passage est alorsdonnée par :

avec Se section effective de soupape pour la levée considérée(m2),

Q m débit d’air mesuré (kg/s),

∆p différence de pression de part et d’autre de la soupape(2 500 Pa soit 25 mbar).

On définit alors la perméabilité αK par le rapport de cette sec-tion effective à la section transversale du cylindre, de façon à avoirune valeur qui traduise la qualité aérodynamique indépendam-ment de la cylindrée du moteur :

� Perméabilité moyenne

De même que l’on a défini un taux de swirl moyen sur l’ensemblede la levée de la soupape lorsque le piston se déplace entre le pointmort haut et le point mort bas, on peut définir une perméabilitémoyenne αK m :

� αK pour une levée conventionnelle

De façon à avoir un calcul simple et comparatif, et de la mêmemanière que l’on a défini le swirl par le rapport Cu /Ca pour une levée

conventionnelle de 8 mm, on utilise aussi pour caractériser la per-méabilité, la valeur de αK pour une levée conventionnelle de 8 mm.

Là non plus, nous ne recommandons pas l’utilisation de ce para-mètre que l’on peut rencontrer dans la littérature.

3.2 Optimisation du systèmede combustion au banc moteur

3.2.1 Détermination du système d’injection

� Rappel sur les différences entre injection directeet injection indirecte

Dans le cas de l’injection indirecte, l’injecteur a une section for-tement variable en fonction de la levée d’aiguille, qui atteint desvaleurs de l’ordre de 0,9 mm. La pompe joue donc un rôle primor-dial pour contrôler le taux d’introduction instantané du carburantinjecté, l’injecteur agissant en première approximation comme unesoupape de régulation de pression : si la pompe refoule davantagede carburant, l’aiguille de l’injecteur se lève plus haut et libère ainsiune plus grande section de passage ; elle n’arrive en butée que surdes points de forte charge. Il y a donc relativement moins de varia-tions de pression d’injection en fonction de la charge.

Par ailleurs, la chambre de combustion réalise un puissantmélange entre l’air et le carburant, d’abord par les vitesses d’écou-lement élevées dans la préchambre lors de la remontée du pistonpuis, dans une deuxième étape, par l’expulsion des gaz partielle-ment brûlés dans la chambre principale au travers du canal detransfert : le mélange étant assuré par action aérodynamique, iln’est pas nécessaire d’obtenir une pulvérisation fine du carburant,qui peut être injecté sous des pressions relativement faibles (del’ordre de 350 à 400 bar).

Dans le cas de l’injection directe, le mélange par action aérody-namique est beaucoup moins efficace (swirl dans le bol beaucoupplus faible que dans une préchambre, pas de deuxième étape demélange). Il est donc nécessaire d’injecter sous haute pression (plusde 1 000 bar), pour assurer une pulvérisation fine du carburant, etpar plusieurs trous simultanément, pour répartir spatialement lecarburant dans la chambre. L’aiguille de l’injecteur a une levée faible(0,3 mm) et découvre très rapidement la pleine section des trous :il n’y a pas à proprement parler de section variable et, de façon sim-plifiée, le système d’injection ressemble à des trous de sectionconstante au travers desquels la pompe pousse le carburant. Si lapompe refoule un débit supérieur, cela se traduira par une augmen-tation simultanée de la pression et de la durée d’injection. Pour unepompe d’injection donnée, la pression d’injection dépendra direc-tement de la section des trous de passage et variera en fonction durégime et de la charge (figure 41).

Si on veut augmenter le taux d’introduction instantané, il fautaugmenter considérablement la pression d’injection, et l’on setrouve vite limité dans ce domaine par la tenue du système d’injec-tion. La seule solution consiste alors à augmenter la section destrous de l’injecteur, ce qui n’est pas sans inconvénient pour la pul-vérisation aux faibles charges.

L’autre particularité de l’injection directe est que la chambre decombustion se trouve dans le piston et n’est donc pas fixe par rap-port à l’injecteur. comme on souhaite injecter le carburant à l’inté-rieur du bol, on ne dispose que d’une durée limitée : si l’on injectetrop tardivement, le piston est redescendu, les jets frappent la lèvredu bol ou passent même au-dessus de celle-ci, et la combustion sedégrade, ce qui se traduit par une augmentation rapide des fumées.Dans la pratique, cette durée d’injection ne doit pas excéder 35 à40o de rotation du vilebrequin.

n D N⁄ 2CG

ρQ 2------------=

Cu Ca⁄ 0,7 π 2

4 ------ D

3

f

Q ----------=

SeQm

2ρ∆p--------------------=

αK4Se

πD 2-----------=

αKm1

1π----- �

0

π

1 α

K

--------

2 v

V -----

3 d α

----------------------------------------------------------------=



�

Prédétermination du système d’injection

Compte tenu des remarques précédentes, on a intérêt à injectersur le point de puissance maximale (régime et charge les plusélevés, donc pression d’injection la plus élevée) à la pression maxi-male permise par le système d’injection, en choisissant l’ensemblepiston/came/section de passage des trous d’injecteur de façon que,sous cette pression maximale autorisée, on obtienne une duréed’injection inférieure aux 40

o

V mentionnés ci-dessus.

Cette optimisation se fait d’abord par le calcul, puis est vérifiéeexpérimentalement sur le banc électrique de pompes.

3.2.2 Essais au banc moteur

Nous ne reviendrons pas sur les différents types d’essais quisont effectués au banc moteur (courbes de pleine charge,balayages d’avance, courbes isovitesses, optimisation de l’avanceet du taux de recirculation de gaz d’échappement EGR), car ce sontles mêmes qu’en injection indirecte ; on se reportera à ce sujet auparagraphe 2.2.

Pour l’optimisation de la disposition de la chambre decombustion d’un moteur à injection directe, les principaux para-mètres sur lesquels on peut agir sont :

— le swirl (§ 3.1), par modification de la forme du conduitd’admission ou par utilisation d’un dispositif de swirl variable ;

— l’enfoncement de l’injecteur sur son axe, par changement del’épaisseur du joint d’appui ;

— le nombre et le diamètre des trous d’injecteur ;— l’angle de nappe (on appelle ainsi l’angle au sommet du cône

sur lequel sont disposés les axes des trous d’injecteurs) ;— le tarage des ressorts des porte-injecteurs ;— le dessin du piston (distance piston-culasse, embrèvement de

soupapes, forme du bol creusé dans le piston).

�

Configuration de départ

(pour un moteur automobile surali-menté d’environ 2 L de cylindrée)

� Système d’injection : on préparera des jeux d’injecteurs à 5 et6 trous, dont les diamètres auront été définis par les considérationsdu paragraphe précédent, avec des angles de nappe de 140, 145,150

o

.

�

Swirl

: plusieurs valeurs de taux de swirl moyen (

N

D

/

N

)comprises entre 2 et 2,6 pourront être essayées.

�

Distance piston-culasse

et

distance piston-soupapes

: aussifaibles que possible en fonction des tolérances de fabrication defaçon à éviter le contact ; on arrive généralement à une distanceinférieure à 0,7 mm.

�

Forme du bol creusé dans le piston

: l’expérience montre que,pour avoir une zone de régimes utilisables aussi large quepossible, il est souhaitable d’avoir un bol qui se referme vers lehaut au moyen de

lèvres

dont le dessin est limité par la tenue ther-mique du piston (risques de fissurations) ; d’autre part, on disposeau centre du bol d’un renflement de matière, car l’air qui se trouvedans cette région a du mal à se mélanger aux jets de carburant ;la combustion n’est pas trop sensible à la forme de ce renflement,qui peut servir à ajuster le rapport volumétrique de compression.Le rapport entre la profondeur du bol et son diamètre extérieur estun compromis entre l’amplification du swirl au point mort haut(conservation du moment cinétique), qui conduirait à augmenterce rapport, et l’impact des jets sur les parois, l’augmentation de la

longueur de jet libre

conduisant au contraire à diminuer ce rapport.Enfin, on peut avoir des limitations de dessin liées à la proximitéde l’anneau porte-segment de feu, de la galerie, ou à l’épaisseurminimale du fond de piston. Différentes variantes sont donc àtester expérimentalement ; pour une première esquisse, on peutadopter les valeurs suivantes :

— dépassement du nez d’injecteur par rapport au plan de jointde la culasse : 3,5 mm (plus ce dépassement est important, plus onrisque, par la suite, d’être confronté à des problèmes de tempéra-ture excessive de nez d’injecteur) ;

— distance piston-culasse : 0,7 mm ou moins, si cela est possible ;— volume intérieur du bol permettant de réaliser un rapport volu-

métrique de compression d’environ 19/1 ;— épaisseur du fond de piston : 9 mm ;— diamètre extérieur du bol : 0,55

D

;— profondeur du bol : 0,22

D

;— diamètre au niveau du bord de la lèvre : 0,48

D

(figure

42

).

Figure 41 – Influence du régime et de la charge (quantité injectée

Q

inj

) sur la pression d’injection en Diesel injection indirecte (IDI)et injection directe (DI)

Figure 42 – Dimensionnement préliminaire du bol dans le pistond’un moteur Diesel rapide à injection directe HSDI(

High Speed Direct Injection

)



Le dessin de détail (rayons de raccordement de la lèvre, embrè-vement de soupapes) doit être fait en liaison avec le fournisseur depistons, qui a généralement des préconisations et des solutionspour éviter les problèmes de fissuration thermique évoquésci-dessus.

�

Optimisation en pleine charge

La première optimisation à effectuer sur un moteur à injectiondirecte est celle de la pleine charge, afin d’obtenir une bonne utili-sation de l’air : pour un niveau de fumées de 3 unités Bosch (UB) [5]la richesse limite doit pouvoir atteindre la valeur d’environ 0,7 à1 500 tr/min et 0,75 entre 2 500 tr/min et le régime de puissancemaximale (ce qui reste toutefois inférieur à 0,85 que l’on atteint eninjection indirecte).

À partir de la définition d’injection obtenue au banc électrique(§ 3.2.1), on effectue un affinage du diamètre des trous (ou du débithydraulique, ce qui est plus précis) sur le point de puissance maxi-male, en relevant la fumée et la durée d’injection, pour une avanceà l’injection optimale.

Puis on regarde quelles sont les richesses limites et les perfor-mances obtenues sur l’ensemble des régimes pour différents tauxdu swirl, différents angles de nappe, différents dépassementsd’injecteurs et différentes formes de bol de piston (optimisation durapport profondeur/diamètre du bol et du diamètre de bord delèvre). L’optimisation du swirl et des dimensions du bol se fera engardant en tête que l’augmentation des fumées à forte charge estplus généralement due :

— à l’impact des jets sur les parois aux faibles régimes ; la péné-tration des jets étant par ailleurs sensible à la densité de l’air, onpeut confirmer par variation de celle-ci que l’on a ou non un impactexcessif. Si c’est le cas, on peut augmenter le diamètre du bol defaçon à avoir une plus grande longueur libre de jet ;

— au recouvrement des jets les uns sur les autres à haut régime,ce qui crée des zones à forte température où la richesse est tropélevée ; on peut alors réduire le swirl.

Le swirl optimal est généralement plus élevé à bas régime qu’àhaut régime (figure

43

). Si l’on ne dispose pas d’un système deswirl variable, on peut essayer de mettre le swirl le plus élevé pos-sible à haut régime avant remontée des fumées par recouvrementdes jets.

Si les meilleurs résultats sont obtenus pour un dépassementd’injecteur trop important (supérieur à 4 mm), on retouche laforme intérieure du bol de piston, notamment au-dessous de lalèvre.

À noter que l’enfoncement de l’injecteur et l’angle de nappe ontsouvent des effets similaires : en première approximation, onpourra combiner ces deux paramètres en un seul, en considérantle point d’impact théorique des jets sur le piston (intersection entreles axes des trous d’injecteur et la paroi du bol lorsque le piston estau PMH). Ce point d’impact doit généralement être situé justeau-dessous de la lèvre.

�

Optimisation aux charges partielles

L’optimisation en pleine charge étant faite, on ne remet que pasou peu en cause la dimension des trous d’injecteurs, le swirl, lerapport profondeur/diamètre du bol. Par contre, on cherche à mini-miser les fumées sur les isovitesses, d’abord sans, puis avec EGR.Les solutions qui conduisent aux fumées les plus basses auxcharges partielles sont généralement celles qui tolèrent les tauxd’EGR les plus élevés ; il convient de vérifier que ces taux d’EGRplus élevés ne conduisent pas à des instabilités de combustion etpermettent effectivement une amélioration du compromis oxydesd’azote/particules. Les effets de parois étant moins importants, laqualité de la pulvérisation devient primordiale : on peut essayer del’améliorer en optimisant plus finement les trous d’injecteur(rapport longueur/diamètre, forme d’entrée qui peut être modifiéepar hydroérosion), les caractéristiques de la pompe de façon àmodifier la pression d’injection, le tarage des injecteurs (deuxvaleurs de tarage sont à optimiser dans le cas des injecteurs àdoubles ressorts). On est quelquefois aussi conduit à retoucher laforme intérieure du bol de façon à modifier l’aérodynamique crééelorsque le piston arrive au point mort haut.

Nous avons décrit les principaux paramètres à considérer et lesphénomènes physiques qui y sont attachés, tant en pleine chargequ’aux charges partielles. Nous ne pouvons pas décrire une procé-dure universelle, l’optimisation de chaque chambre de combustionest un cas d’espèce, et l’on est obligé d’opérer par passes succes-sives, en affinant au fur et à mesure l’étendue de variation des para-mètres. La démarche générale consiste à regarder la sensibilité desdifférents paramètres sur les fumées de pleine charge, à essayer detrouver une explication physique sur le fait que tel ou tel paramètreest plus sensible que les autres, puis à imaginer une modificationqui agisse sur ce phénomène physique.

4. Conclusion

Nous avons vu au cours des paragraphes précédents que le

dimensionnement

général d’un

moteur Diesel

dépendait des

choixfaits pour le système de combustion,

qu’il s’agisse d’injectiondirecte ou indirecte : hauteur du piston et du carter-cylindres, archi-tecture de culasse ; positionnement de l’injecteur et de la bougie,pression maximale dans la chambre de combustion dimensionnantl’attelage mobile et la base moteur, refroidissement, disposition desconduits d’admission dans la culasse.

On ne peut entreprendre le dessin d’un nouveau moteur Dieselsans disposer d’une solide base de données, établie à partir d’essaissur des moteurs similaires ou sur des monocylindres expérimen-taux.

Les calculs de mécanique et de thermique permettent ensuite degagner beaucoup de temps sur les aspects tenue en endurance,pour lesquels on ne peut toutefois pas se passer d’essais de vali-dation.

Les informations obtenues précédemment permettent d’aborderla conception d’un avant-projet, d’avoir une estimation des dimen-sionnements importants. Beaucoup de travail reste ensuite à fairepour affiner la définition et obtenir des dessins de détail.

Figure 43 – Swirl optimal en fonction du régime : influence du swirl sur les fumées pour différents régimes



De même, en ce qui concerne la partie

essais de développement,

même si nous ne pouvons donner une démarche universelle, nousavons montré sur des exemples le genre des raisonnements àsuivre qui peuvent servir de fil conducteur dans une démarcheexpérimentale, notamment pour

l’optimisation de la combustion

qui, aujourd’hui, n’est pas accessible par le calcul.

Toute innovation doit s’appuyer sur une bonne connaissance desphénomènes physiques de base ; nous avons exposé notre

compréhension du fonctionnement des moteurs Diesel, et lepourquoi des dimensionnements choisis. À partir de là, il ne fautpas considérer que les valeurs indiquées sont immuables, même sielles peuvent constituer un bon point de départ.

Nous avons la certitude que, malgré les années d’efforts faits partous les constructeurs du monde, il reste encore un champ impor-tant pour l’innovation et l’amélioration des moteurs.


Do

c. B

2 5

75

4 -

1997

POUR

EN

Moteurs Diesel d’automobiles

Conception et mise au pointpar Jean-Pierre POUILLE

Chef du service Combustion-Dépollution DieselDirection de la Mécanique-Renault

SAVOIR

PLUS

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