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Suralimentation des moteursde véhicules par turbocompresseur

par Aimé PAROISIngénieur de l’École nationale supérieure des Arts et Métierset de l’École nationale supérieure du Pétrole et des Moteurs (ENSPM)Directeur du Centre Moteurs ENSPM

1. Caractéristiques de la boucle de suralimentation........................ BM 2 631 - 21.1 Moteur suralimenté par turbocompresseur ............................................ — 21.2 Compression de l’air d’admission............................................................ — 41.3 Utilisation de l’énergie des gaz d’échappement ..................................... — 41.4 Boucle de suralimentation ........................................................................ — 51.5 Cahier des charges du turbocompresseur .............................................. — 6

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e but de cet article est de donner au lecteur une meilleure compréhensiondu fonctionnement du système de suralimentation par turbocompresseur

d’un moteur de véhicule routier et de le guider dans la détermination deséléments principaux de la boucle de suralimentation.

On étudiera les caractéristiques d’utilisation du compresseur et de la turbineet leur interaction avec le comportement du moteur. On proposera uneméthode simple de définition des éléments principaux d’un système de surali-mentation. On présentera les différentes technologies utilisées actuellement eton évoquera les évolutions de ces technologies.

Cet article sera limité à l’application des petits turbocompresseurs utilisés surles moteurs automobiles et les moteurs de camion. Les machines utilisées surles gros moteurs industriels relèvent d’une technologie spécifique qui ne serapas abordée dans cet article.

L’étude détaillée des étages compresseur et turbine faisant déjà l’objetd’articles spécialisés dans ce traité, on se limitera à la présentation des carac-téristiques d’utilisation des compresseurs centrifuges et des turbines centri-pètes utilisés pour des rapports de pression de l’ordre de 3/1.

2. Caractéristiques fonctionnelles......................................................... — 62.1 Compresseur centrifuge............................................................................ — 62.2 Turbine radiale centripète ......................................................................... — 92.3 Dérivation des gaz de turbine (wastegate ) ............................................. — 112.4 Turbine à géométrie variable.................................................................... — 12

3. Adaptation du turbocompresseur au moteur ................................ — 123.1 Sensibilité du moteur Diesel à la suralimentation.................................. — 123.2 Cas types d’adaptation de turbocompresseur ........................................ — 123.3 Contrôle de la boucle de suralimentation ............................................... — 143.4 Accélération du moteur suralimenté par turbocompresseur ................ — 143.5 Assistance du turbocompresseur en accélération.................................. — 15

4. Technologie du turbocompresseur et installation sur moteur . — 154.1 Matériaux ................................................................................................... — 154.2 Système paliers ......................................................................................... — 174.3 Vibrations et bruit ...................................................................................... — 18

5. Exemple de calcul d’adaptation de turbocompresseur............... — 18

Références bibliographiques ....................................................................... — 21

L

SURALIMENTATION DES MOTEURS DE VÉHICULES PAR TURBOCOMPRESSEUR _____________________________________________________________________

1. Caractéristiquesde la bouclede suralimentation

1.1 Moteur suralimentépar turbocompresseur

1.1.1 Caractéristiques fonctionnelles

Dans un moteur suralimenté par turbocompresseur, la massevolumique de l’air d’admission est augmentée du fait de lacompression de l’air dans le compresseur et, éventuellement, dufait du refroidissement de l’air comprimé au travers d’un échan-geur placé entre compresseur et moteur. Compresseur et échan-geur sont montés en série sur le circuit d’admission ; tout l’aird’admission traverse le compresseur (l’échangeur pouvant être,suivant les cas de fonctionnement, by-passé).

La turbine est placée sur le circuit de gaz d’échappement et

Notations et symboles

Pressions p

Dans la boucle de suralimentation les pressions considéréessont, sauf indication contraire, des pressions totales expriméesen valeur absolue. Ces grandeurs sont le plus souventexprimées en hPa. On utilisera aussi le bar, unité courante chezles motoristes (1 bar = 105 Pa).

Températures T

Bien que les températures considérées devraient être théori-quement des températures d’arrêt, en pratique on admet queles températures statiques sont représentatives de la grandeurmesurée.

Les valeurs de températures correspondant à des résultatsd’essais sont couramment exprimées en oC ; dans les calculsthermodynamiques de la boucle de suralimentation, on utilisedes températures absolues exprimées en kelvins.

Débits q

Les débits considérés sont des grandeurs massiquesexprimées en kg/s. Les caractéristiques du compresseur et de laturbine font appel à des grandeurs réduites rapportées à desconditions de référence précisées dans le chapitre corres-

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entraîne mécaniquement le compresseur. Lorsque le système esten fonctionnement stabilisé et autonome, la puissance délivrée parla turbine équilibre la puissance absorbée par le compresseur.

Lorsque la turbine ne comporte aucun réglage et que la totalitédes gaz d’échappement traverse la turbine, le système s’auto-équilibre en fonction des caractéristiques du système moteur-turbocompresseur ; ce système de suralimentation free-floating estcelui qui est le plus souvent utilisé pour la suralimentation desmoteurs de véhicules industriels.

Dans le cas de la figure 1, on peut n’admettre à la turbine qu’unepartie des gaz d’échappement en en dérivant une autre partie autravers d’une soupape commandée. La puissance délivrée aucompresseur peut donc être réduite pour s’adapter aux besoins ducompresseur. Ce système de suralimentation régulé par wastegateest largement utilisé sur les moteurs automobiles et les moteurs etvéhicules industriels performants.

On peut aussi régler la puissance de la turbine en intervenant surles caractéristiques des gaz à l’entrée de la turbine (pression). Lesturbines à géométrie variable permettent de moduler la pression àl’entrée de la turbine et d’en régler la puissance.

Historique

Le principe de la suralimentation des moteurs a été proposédès les premiers développements de moteurs et en 1905 lebrevet du turbocompresseur a été déposé par l’ingénieur suisseBüchi. Une des premières applications a été réalisée pendant laPremière Guerre par l’ingénieur Rateau pour un moteur Renaultutilisé sur un avion de chasse.

Le turbocompresseur a été d’abord utilisé sur les moteursindustriels et plus particulièrement sur les moteurs marins. Lasuralimentation des moteurs de véhicules routiers ne s’estimposée sur les moteurs de camion que depuis une cinquan-taine d’années.

Depuis 1980, le turbocompresseur a accompagné le dévelop-pement des moteurs Diesel pour automobiles et devrait pro-chainement s’imposer de plus en plus sur les moteurs àallumage commandé, dans le cadre de la réduction deconsommation de ces moteurs.

pondant.

Puissance P, en watts.

Rendements (sans dimension) :η C rendement isentropique compresseurη T rendement isentropique turbineη TC rendement global turbocompresseurη TM rendement turbine-mécaniqueη V rendement volumétrique moteurε efficacité refroidisseur air suralimentation

Autres notations utilisées

pme (bar) pression moyenne effectiveN (tr/min) vitesse de rotationJ (kg · m2) moment d’inertieA /C rapport (massique) air/combustiblecp [J/ (kg · K)] capacité thermique massique moyenneγ rapport des capacités thermiques massiques à pres-

sion et volume constantsπC rapport de compressionπT rapport de détenteρ (kg/m3) masse volumique

Indices de position sur la boucle de suralimentation

0 ambiante1 entrée compresseur2 sortie compresseur et entrée échangeur3 sortie échangeur et entrée moteur4 sortie moteur et entrée turbine5 sortie turbine

Indices fluides et organes

a air (circuit compresseur)g gaz d’échappement (circuit turbine)r fluide refroidisseur (refroidissement de l’air de sur-

alimentation)C compresseurT turbineTC ensemble turbocompresseurTM turbine-mécanique (utilisé pour le rendement)

h

____________________________________________________________________ SURALIMENTATION DES MOTEURS DE VÉHICULES PAR TURBOCOMPRESSEUR

1.1.2 Besoin en air du moteur

Le débit d’air nécessaire au fonctionnement du moteur dépendde la puissance fournie et des conditions de fonctionnement dumoteur au point considéré. Dans le cas des moteurs Diesel, le rap-port air/combustible (A/C) peut atteindre une valeur minimale (del’ordre de 17/1) pour assurer de bonnes conditions de combustionet éviter les fumées et/ou les températures excessives à l’échappe-ment.

Le besoin en air d’un moteur suralimenté est plus critique enpleine charge. En fonctionnement en charge partielle, le systèmemoteur-turbocompresseur permet d’obtenir des excès d’air qu’ilpeut être intéressant de réduire en utilisant les dispositifs de limi-tation de puissance turbine.

On trouvera dans le tableau 1 des valeurs indicatives concernantles débits d’air nécessaires aux moteurs actuels pour les régimesde fonctionnement les plus critiques.

1.1.3 Performances actuelles des moteurs suralimentés par turbocompresseur

Les performances des moteurs dépendent de leur niveau de sur-

Moteur Soupaped'échappement

Soupaped'admission

Collecteurd'admissionCollecteur

d'échappement

Régulationde la pressiond'alimentation

Gazd'échappement

Filtreà air

Turbine

Compresseur

Turbine

Compresseur

Refroidisseur

Air ambiant


alimentation.

En véhicule industriel une pression moyenne effective (pme ) de20 bar suppose un rapport de compression d’air au moins égalà 3/1. Ces moteurs utilisent de plus en plus couramment des sys-tèmes de dérivation des gaz turbine, wastegate, et des turbines àgéométrie variable associés à des contrôles électroniques devitesse du turbocompresseur.

(0)

Figure 1 – Installation d’un turbocompresseur sur un moteur automobile (d’après doc. Renault)

air à la pression atmosphérique

air comprimé d'admission

gaz d'échappement

Tableau 1 – Principales caractéristiques des moteurs actuels

Caractéristiques

Type de moteur

Diesel véhicule industriel

Diesel automobile injection directe

Essence automobile

Puissance spécifique..................................................................... (kW/L) 30 50 60 à 100

pme maximale (au point couple maxi)............................................(bar) 22 18 14 à 21

Rapport volumétrique............................................................................... 17 18 9,5

Pression à l’admission (absolue) .....................................................(bar) 3,2 2,4 1,6 à 2,2

Pression maximale de combustion .................................................(bar) 170 150 80 à 110

Température maximale des gaz d’échappement ............................ (oC) 720 780 980

Température moyenne des gaz d’échappement ............................. (oC) 500 250 600

Consommation minimale du combustible................................ (g/kWh) 195 205 235

Rapport (massique) air/combustible :

— à puissance nominale.................................................................... 24 24 12

— à pme maximale ............................................................................ 18 17 14,5

Consommation spécifique d’air :

— à puissance nominale.....................................................(kg/kWh) 5,3 5,7 3,6

— à pme maximale .............................................................(kg/kWh) 3,5 3,5 3,4


En Diesel automobile, l’injection directe a entraîné une augmen-tation sensible des performances spécifiques. À pme maximale(18 bar), le besoin en air du moteur suppose un rapport decompression supérieur à 2,4/1 et l’utilisation de turbines à géomé-trie variable est nécessaire pour assurer les reprises d’accélérationavec des températures « de croisière » faibles.

En allumage commandé, les performances des véhicules sonttrès différentes suivant les applications en série : de 60 à 100 kW/L.Les niveaux de pression de suralimentation sont de l’ordre de 2/1.Les turbocompresseurs utilisés comportent une wastegate intégréeet font appel à des matériaux réfractaires permettant de supporterles températures de gaz jusqu’à 1 000 oC.

1.2 Compression de l’air d’admission

1.2.1 Puissance de compression

La compression de l’air s’accompagne d’une élévation de satempérature. Les échanges thermiques entre le compresseur etl’extérieur sont faibles par rapport aux débits d’air traversant lecompresseur et on peut considérer que la compression de l’air est

1.2.3 Refroidissement de l’air d’admission

Dans la plupart des applications actuelles, l’air d’admission estrefroidi à la sortie du compresseur, avant de pénétrer dans lemoteur. Les refroidisseurs d’air de suralimentation (RAS) peuventêtre air-air ou, pour une plus grande efficacité, air-eau. Dans ce cas,on peut utiliser soit l’eau de refroidissement du moteur, soit l’eauprovenant d’un circuit régulé à basse température (40 oC).

L’efficacité d’un RAS est définie comme étant le rapport entre lachute de température du fluide comprimé et la différence entre latempérature d’entrée de ce fluide à celle du fluide de refroidis-sement :

ε = (T2 – T3)/ (T2 – Tr)

Exemple : considérons un compresseur fonctionnant à un rapportde compression de 2,5/1 en ayant un rendement de 70 % et aspirantde l’air à 15 oC. Les formules précédentes permettent de calculer unetempérature de sortie de 138 oC et la puissance demandée aucompresseur sera de 123 kW pour un débit d’air de 1 kg/s. Dans le casd’une pression ambiante de 1 000 hPa (1 bar), les masses volumiquesde l’air à l’entrée et à la sortie du compresseur seront respectivementde : 1,21 et 2,12 kg/m3. On aura augmenté la masse volumique de l’airde 75 % en augmentant sa pression de 150 %.


une transformation adiabatique. Dans ce cas, la puissance néces-saire à la compression isentropique de l’air de débit qa est donnéepar :

PC is = qa cp a (T2 – T1) is

avec :

En pratique, la compression de l’air n’étant pas isentropique,l’élévation de température réelle de l’air est plus grande que lavaleur isentropique correspondant à la transformation théoriqueréversible. Le rapport entre la puissance de compression théoriqueisentropique et la puissance de compression réelle définit lerendement de compression isentropique (ηC) qui permet d’écrirel’expression de la puissance de compression réelle suivante :

1.2.2 Rendement isentropique du compresseur

La définition précédente permet d’écrire la formule :

Pour un compresseur donné, la valeur du rendement dépend desconditions d’utilisation, et plus particulièrement du débit d’air et durapport de compression au point considéré. Ces valeurs sont pré-cisées par la carte de performance correspondante (voir figure 7p. 8).

La valeur maximale du rendement du compresseur dépend de saconception et de ses dimensions. Les compresseurs utilisés enautomobile ont une roue de grand diamètre, égal à 50 mm environ,et un rendement maximal de 80 %. On peut espérer obtenir un ren-dement de 84 % avec un compresseur de 100 mm de diamètre surun moteur industriel.

Dans le cas des refroidisseurs air-air, l’efficacité dépend de lalocalisation de l’échangeur et de la vitesse du véhicule. En automo-bile on peut admettre, en première approximation, qu’à grandevitesse un RAS a une efficacité de l’ordre de 60 %.

Remarque : le refroidisseur d’air de suralimentation présenteune perte de charge qui varie en fonction du carré du débit d’air letraversant. Dans le cas d’une application automobile, l’ordre degrandeur de la perte de charge de l’ensemble RAS plus tuyauteriesde raccordement est, au débit maximal, de 150 hPa environ.

1.3 Utilisation de l’énergiedes gaz d’échappement

1.3.1 Détente des gaz d’échappementet puissance de la turbine

La détente des gaz dans la turbine peut être considérée commeune détente adiabatique car le débit de gaz est relativement impor-tant en regard des pertes thermiques.

La puissance délivrée par la turbine est proportionnelle audébit de gaz qg ainsi qu’à la différence de température due à ladétente des gaz. La puissance théorique obtenue lors d’unedétente adiabatique réversible est donnée par :

P T is = qg cpg (T4 – T5) is

avec :

En pratique, la détente n’est pas isentropique et la différence detempérature obtenue dans la détente est inférieure à la valeurisentropique théorique. Comme pour le compresseur, on définit unrendement isentropique qui est le rapport entre la puissancerécupérée à la turbine et la puissance théorique qui serait obtenue

T2 T1–( ) is T1 31 p 2

p1---------2

γ 1–

γ-------------- 1– 4=

PCPC is

ηC-------------- qa cpa T2 T1–( )= =

ηC

T1 31 p 2

p1---------2

γ 1–

γ-------------- 1– 4

T2 T1–( )------------------------------------------------------=

Exemple : en reprenant l’exemple précédent, remarquons que sinous utilisons un échangeur ayant une efficacité de 60 % la tempéra-ture en sortie d’échangeur sera de 64 oC et la masse volumique de l’airsera égale à : 2,58 kg/m3, soit une augmentation de 115 % par rapportà l’ambiante.

T4 T5–( ) is T4 31 1 p 5p 4---------2 γ 1–

γ--------------– 4=


lors d’une détente adiabatique réversible. La puissance réelle four-nie par la turbine est donc donnée par les relations suivantes :

1.3.2 Rendement de la turbine

Le rendement isentropique de la turbine, ainsi que définici-dessus, est le rapport entre la puissance délivrée par la détentedes gaz dans la turbine et la puissance théorique obtenue lors dela détente réversible correspondante. En pratique, les fabricants deturbocompresseurs associent au rendement isentropique de la tur-bine les pertes d’énergie entre la turbine et le compresseur (pertesthermiques et frottements) et comparent la puissance délivrée parle compresseur à celle de la détente théorique isentropique de laturbine. Le rendement ainsi défini est souvent appelé rendementturbine et mécanique et est exprimé par la relation :

1.4 Boucle de suralimentation

P T qg cpg T4 T5–( ) qg cpg η T T4 31 1 p 5p4---------2 γ 1–

γ--------------– 4= =

ηTM

qa cpa T2 T1–( )

p 5γ 1–--------------

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

Figure 2 – Valeurs de en fonction du rapport air/combustible A/Cet de la température des gaz d’échappement

500 1 000 1 500 2 0001,24

1,26

1,28

1,3

1,32

1,34

1,36

1,38

1,4

Température des gaz (K)

γ

Air pur

Stœchiométrique

Air pur

Stœchiométrique

`

100

A/C

503325201715

g


L’ordre de grandeur de ces rendements est de 60 à 70 %.

Remarque : la capacité thermique massique des gaz d’échap-pement varie avec leur température et leur composition ; on trou-vera sur la figure 2 un graphique précisant les valeurs de γ enfonction de ces paramètres.

1.3.3 Énergie récupérabledans les gaz d’échappement

L’énergie contenue dans les gaz d’échappement avant turbinecomprend l’enthalpie des gaz en fin de détente du cycle moteur,après passage de la soupape d’échappement et la pression fourniepar le piston aux gaz repoussés vers l’échappement. Cette énergieest relativement importante, du même ordre de grandeur quel’énergie fournie à l’arbre moteur, c’est-à-dire 40 % environ del’énergie du combustible introduit. La turbine n’utilise qu’une faiblepartie de cette énergie.

Il faut noter que la récupération de l’énergie par détente des gazd’échappement suppose une augmentation de la pression d’échap-pement à la sortie du moteur, avant turbine, qui pénalise le fonc-tionnement du moteur. On peut estimer rapidement que la perte depression moyenne effective (pme ) sur le cycle moteur est égale àla différence entre la pression d’échappement à la sortie du moteuret la pression à la sortie de la turbine.

Cependant il faut noter que, a contrario, la pme est augmentéepar la surpression de l’air à l’admission. Ainsi, le travail fourni parle cycle moteur est affecté par la différence entre la pressiond’admission et la pression d’échappement. Si les réglages permet-tent une pression d’échappement très inférieure à la pressiond’admission, il est possible de récupérer de l’énergie en « bas decycle », grâce à une boucle de balayage donnant un travail positifpar opposition au travail négatif de la boucle d’un moteur où lapression d’échappement serait supérieure à celle d’admission.

1.4.1 Autonomie du turbocompresseur

Lorsque le turbocompresseur est en fonctionnement stabiliséautonome, la puissance délivrée par la turbine équilibre la puis-sance absorbée par le compresseur et on peut écrire la relationthermodynamique suivante :

Cette relation permet de déterminer les conditions de fonction-nement d’un turbocompresseur pour que celui-ci soit en équilibre.En particulier, on peut remarquer que, pour des conditions de fonc-tionnement du compresseur données, la diminution du rendementde la turbine ou du compresseur, la réduction du débit de gaz dansla turbine ou une baisse de température des gaz d’échappements’accompagneront nécessairement d’une augmentation de pres-sion à l’entrée de la turbine.

Exemple : dans le cas d’une turbine fonctionnant avec un rapportde détente de 2,5 avec des gaz à 700 oC (γ = 1,35) et ayant un rende-ment de 70 %, la température de sortie turbine sera de 495 oCenviron et, avec un cp moyen égal à 1,15 kJ/ (kg · K), la puissance déli-vrée par la turbine sera de 165 kW pour un débit de gaz de 1 kg/s.

qg cpg T4 31 1 p 4---------2 γ– 4

ηTM

Exemple : sur la figure 3, nous voyons comment varie le rapport decompression d’un turbocompresseur en fonction de la température àl’entrée de la turbine pour trois valeurs particulières de son rendementglobal dans les conditions particulières suivantes :

p1 = p5 ; p4 = p2 ; T1 = 15 oC ;

cpg = 1,15 kJ/(kg · K) ; q g = 1,05 qa

Le rendement global du turbocompresseur est le produit des ren-dements compresseur et turbine :

η TC = η C × η T

On remarque dans cet exemple que si l’on utilise un turbocompres-seur ayant au point considéré un rendement de 50 % on aura besoind’une température en entrée de turbine d’au moins 420 oC pour attein-dre un rapport de compression de 2,5/1. Cette température est sou-vent appelée température d’autonomie du turbocompresseur pour lesconditions précisées.

Remarquons que cette température varie rapidement avec le débitrelatif de gaz dans la turbine ou le rapport de détente, paramètres quidépendent des réglages du turbocompresseur, en particulier du choixde la turbine et, le cas échéant, du circuit de dérivation des gaz deturbine (wastegate ).

qa cpaT1 31 p2

p1--------2

γa 1–

γa------------------ 1– 4 ηC ηTM qg cpg T4 31 1 p5

p4--------2

γg 1–

γg------------------– 4=


1.4.2 Influence des conditions de fonctionnement

Figure 3 – Exemple de variation du rapport de compressionen fonction de la température à l’entrée de la turbinepour trois valeurs du rendement global

200 300 400 500 600 7001

1,5

2

2,5

3

3,5

Température entrée turbine (°C)

Rap

po

rt d

e co

mp

ress

ion

ηTC = 0,6 ηTC = 0,5 ηTC = 0,4

1 000 2 000 3 000 4 000 5 000Vitesse de rotation moteur (tr/min)

Pression

Co

ntr

epre

ssio

n

Pression d'admissionPression d'admission

Pression d'échappement

Vitesse d'accrochage

Pression d'admissionPressiond'admissionà N = 1 500 tr/min

Pression d'échappement

Vitesse d'accrochage

Sur la courbe pleine charge du moteur on évalue trois grandeurs importantes qui permettent de caractériser les performances du système de suralimentation :

1 - la « vitesse d'accrochage », qui est la vitesse de rotation du moteurpermettant l'obtention de la pression d'admission souhaitée :l'objectif actuel est de l'ordre de 1 800 tr/min et tend vers 1 600 tr/min.

2 - la pression d'admission à faible vitesse de rotation (1 500 tr/min par


En reprenant l’équation d’équilibre précédente, on remarqueque, lorsque la température ambiante varie, le rapport des tempé-ratures à l’entrée de la turbine et à l’entrée du compresseur doitgarder une valeur constante pour que le turbocompresseurconserve les mêmes performances au niveau des rapports decompression et de détente. Ce rapport de températures (T4/T1),invariant caractéristique de toutes les turbomachines, a unevaleur de l’ordre de 3,20 pour les turbocompresseurs pour auto-mobiles fonctionnant avec un rapport de compression de l’ordrede 2,5/1.

1.5 Cahier des chargesdu turbocompresseur

■ Le premier critère de performance d’un système de sur-alimentation par turbocompresseur est l’obtention de la pressiond’air nécessaire au besoin du moteur avec la pression d’échap-pement avant turbine la plus faible possible. Les performances dusystème de suralimentation varient avec le régime de fonction-nement, il importe de bien définir les conditions d’utilisationcritiques du moteur et d’effectuer les réglages du turbocompresseurà ces régimes particuliers (figure 4).

■ Le temps de réponse à l’accélération lors des fonctionnementstransitoires est un critère important dans le choix d’un turbo-compresseur. Outre les caractéristiques aérodynamiques ducompresseur et de la turbine, les bonnes performances transitoiressupposent des inerties thermiques et mécaniques faibles. Dans cebut, il faut rechercher le plus petit turbocompresseur permettant desatisfaire le niveau de performances requis.

■ Les critères de fiabilité concernent plus particulièrement leniveau de la température des gaz d’échappement (qui conditionnele choix du matériau du corps de turbine), les conditions d’installa-tion du turbocompresseur sur moteur et les bonnes conditions delubrification.

■ Le coût de la fonction régulation est un élément déterminantdans le choix du dispositif de suralimentation. Le surcoût de la géo-métrie variable de turbine, des paliers à roulements à billes ou de laroue de turbine en céramique doit être justifié par le gain de perfor-mances.

2. Caractéristiques fonctionnelles

Le but de ce paragraphe est de présenter les caractéristiquesd’utilisation du compresseur centrifuge et de la turbine centripèteutilisés dans les turbocompresseurs automobiles. Le lecteur pourrase reporter utilement à l’article [1] [2] de ce traité pour connaître lescritères de conception aérodynamique de ces composants.

La figure 5 montre les différents éléments constitutifs d’unturbocompresseur d’automobile.

2.1 Compresseur centrifuge

L’étage compresseur comprend deux parties principales : la roueet le diffuseur (figure 6), contenues dans un carter assurant unebonne distribution de l’air à l’entrée et la collecte de l’air compriméen sortie.

La roue de compresseur donne de l’énergie au fluide la traver-sant en lui communiquant une vitesse de sortie élevée (subso-nique) dépendant du taux de compression recherché.

Remarque : les vitesses périphériques de rotation des roues decompresseurs actuels dépassent 500 m/s pour des rapports decompression de l’ordre de 3/1.

Figure 4 – Exemple du cahier des charges d’un turbocompresseurpour moteur Diesel d’automobile avec limitation de pression d’admission par soupape de dérivation de turbine (wastegate )

exemple) : cette valeur prend de plus en plus d'importance pourl'amélioration du couple à bas régime et l'amélioration del'agrément de conduite. Une valeur courante pour les moteursDiesel automobiles est de l'ordre de 500 hPa à 1 500 tr/min.

3 - la différence de pression entre l'admission et l'échappement(contrepression) au régime nominal : on souhaite que cette valeursoit positive et la plus grande possible, pour améliorer le rendementdu moteur et réduire les charges thermiques. Le cas représenté esttypique d'un moteur Diesel automobile, pour lequel une valeurnégative de 500 hPa au régime nominal est une valeur courante.


Volute de turbine

Gazd'échappement

Dérivationdes gaz

Paliers

Huile

Volute decompresseur

Air

Air

Soupape de dérivation


Le diffuseur transforme l’énergie cinétique du fluide en pression.Les diffuseurs des turbocompresseurs automobiles ne comportentpas d’aubages redresseurs. Ces diffuseurs lisses ont des rende-ments inférieurs à ceux comportant des aubages redresseurs maisse justifient par une grande plage d’utilisation (débit variable) et uncoût moindre.

2.1.1 Courbes caractéristiques

Les performances d’un compresseur sont représentées dans unchamp débit-pression sur lequel sont indiquées les courbes iso-vitesses du compresseur, les courbes isorendement et les limitesde fonctionnement (figure 7).

Suivant les constructeurs, les débits sont exprimés sous formede débits-volumes ou de débits-masses comme dans la figure 7.L’utilisation de valeurs réduites permet de garder les cartescompresseurs invariantes par rapport aux conditions d’entrée dufluide.

La valeur de débit réduit est souvent rapportée à des conditionsstandards, propres à chaque constructeur, et a la forme indiquéeci-dessous (débit-masse) :

Les valeurs de pression sont indiquées sous la forme de rap-ports de compression :

πC = p2/p1

dans lesquels les valeurs considérées sont des valeurs absolues etles pressions des pressions totales.

Les vitesses de rotation sont exprimées en valeurs réduites,souvent rapportées à une valeur standard de température d’entréepropre à chaque constructeur :

Figure 5 – Écorché de turbocompresseur d’automobile (source Garrett)

Butée de paliers

Eau derefroidissement

Gaz d'échappementprovenant du moteur

Commande de soupape de dérivation

Figure 6 – Compresseur centrifuge : schéma

Volute

Diffuseur

RoueEntrée v1

v2 qC qaT1/T0

p1/p0-----------------------=

NCN

T1/T0

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


1,4

1,6

1,8

2

2,2

2,4

2,6

2,8

3

3,2

NT = 165 000 tr/min

145 000

NC = 165 000 tr/min

145 000

125 000

77 %

70 %

65 %

77 %

75 %

70 %

65 %

Rap

po

rt d

e co

mp

ress

ion

πC

Rap

po

rt d

e co

mp

ress

ion

Limite depompage

Limite devitesse

Débitmaximal

Limite depompage

Limite devitesse

Débitmaximal


2.1.2 Limites d’utilisation

Une augmentation de la vitesse de rotation du compresseurentraîne une augmentation du rapport de compression. La vitessede rotation est limitée par la tenue mécanique de la roue decompresseur, les conditions aérodynamiques en sortie de roue etla stabilité de fonctionnement du système paliers. En pratique, lavitesse périphérique maximale atteinte en sortie de roue decompresseur est de 500 m/s.

On ne peut pas décrire une isovitesse compresseur jusqu’à débitnul. En allant vers les faibles débits d’air, la pente de la courbe iso-vitesse, d’abord négative, passe par une valeur nulle, puis devientpositive tout en donnant lieu à de faibles variations de pressionpouvant être acceptables lors des fonctionnements transitoires.Lorsque ces fluctuations de pression deviennent trop importantes,elles peuvent remonter jusqu’à l’entrée du compresseur et créerdes instabilités qui se traduisent par des claquements trèsbruyants. Ce phénomène est appelé pompage et il convient de nepas fonctionner dans ces conditions. La courbe caractéristique d’uncompresseur centrifuge présente la limite de pompage sous laforme d’une ligne de pompage (figure 8).

Vers les débits d’air élevés, les isovitesses chutent rapidement,le compresseur atteint une limite de fonctionnement provoquéepar le blocage sonique de l’écoulement dans tout ou partie descanaux d’air. D’une façon pratique, on considère que le débit limite

est atteint pour des valeurs de rendement isentropique inférieuresà 0,65 ; au-delà, il y a étouffement du compresseur.

2.1.3 Choix et adaptation du compresseur

Le tableau 1 (§ 1.1.2) précise les consommations spécifiques enair des principaux types de moteurs aux régimes de pme maximaleet de puissance nominale. Le moteur se comporte comme unepompe volumétrique et impose, par ses caractéristiques de rem-plissage, le débit-volume le traversant et, compte tenu desconditions de température, le niveau de pression dans le collecteurd’admission. Ce niveau permet de définir le rapport de compres-sion nécessaire à l’obtention des performances souhaitées. Lechoix d’un compresseur suppose en premier lieu la déterminationdes besoins en air du moteur.

La figure 9 représente les points de fonctionnement d’uncompresseur pour les régimes moteur indiqués et schématise lescaractéristiques de fonctionnement isovitesse de ce moteur.

Le compresseur choisi doit contenir tous les points de fonction-nement possibles du moteur, en particulier ceux concernant lesvariations de condition d’utilisation (altitude en particulier).

■ Une première caractéristique importante pour le choix d’uncompresseur est le débit dont il est capable. Un des paramètres lesplus importants permettant de faire varier cette caractéristique est ladimension extérieure de la roue dont dépend la famille du turbo-compresseur utilisé et donc son encombrement et son poids.

Figure 7 – Caractéristique débit-pression d’un compresseur(champ compresseur) de moteur automobile (compresseur Garrett)

0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,31

1,2

Débit d'air réduit qC (kg/s)

105 000105 000

85 000

πC =p2p1

qC = qa p1/p0

T1/T0

T1/T0

NC = N

courbes isovitesses

courbes isorendements

Figure 8 – Limites d’utilisation d’un compresseur

Exemple : un moteur Diesel d’automobile de 2 L de cylindrée utili-sera un compresseur de diamètre extérieur 50 mm environ et unmoteur de véhicule industriel de 12 L sera équipé d’un compresseur de90 mm.

Risquesd'aspiration

d'huile

Débit d'air (kg/s)


1,4

1,6

1,8

2

2,2

2,4

2,6

2,8

3

3,2

Rap

po

rt d

e co

mp

ress

ion

πC

Couplemaximal

Puissancenominale

Courbesisovitessesmoteur

Couplemaximal

Puissancenominale

Courbesisovitessesmoteur

C

P

Figure 10 – Plage d’utilisation du compresseur

L'énergie transmise au fluide (étant selon l'équation d'Euler proportionnelle au produit v2 v2u) diminue avec l'augmentation de l'angle β ce qui impose une augmentation de la vitesse de roue v2 pour conserver le niveau de pression.

Pre

ssio

n

DébitDébitmaximal

Débitminimal

Ailettesretournées Ailettes

droites Ailettesretournées

Ailettesdroitesw2

w2

v2v2

v2u u2

u2

β

ba


Remarque : une même roue peut être taillée suivant plusieursprofils en faisant varier la section d’entrée ou le rapport de cettesection à celle de sortie. Certains constructeurs utilisent la notionde « trim » pour caractériser les variantes de compresseur d’unemême famille. La valeur de trim correspond au carré du rapportdes diamètres d’entrée et de sortie de la roue (x 100). Une valeurcourante de trim est : 50, ce qui signifie que le diamètre d’entréede la roue de compresseur est égal à 0,7 fois le diamètre extérieur.

■ La plage d’utilisation du compresseur est un autre paramètreimportant ; on peut la caractériser comme étant le rapport entre la dif-férence des débits maximal (avant blocage) et minimal (avantpompage) et le débit maximal, ceci pour un rapport de pressiondonné (figure 10a ). Un des paramètres permettant de faire variercette caractéristique est l’angle d’inclinaison des ailettes en sortie deroue (figure 10b ). Les ailettes retournées vers l’arrière (backcurvedimpeller) permettent d’augmenter la plage d’utilisation mais néces-sitent une vitesse de rotation plus élevée, donc une résistance à lafatigue moindre, pour un même rapport de compression.

2.2 Turbine radiale centripète

La turbine radiale centripète est universellement utilisée sur lesmoteurs de traction routière car ses dimensions sont bien adaptéesaux débits de gaz considérés et aussi parce que son comportementest bien adapté aux pulsations de pression des circuits d’échappe-ment. Une turbine est essentiellement composée d’une voluteassurant la mise en vitesse et la distribution des gaz et d’une rouetransformant l’enthalpie et l’énergie cinétique des gaz en énergiemécanique d’entraînement du compresseur (figure 11).

La fonction de mise en vitesse et de distribution des gaz est,dans les cas les plus simples et, actuellement, les plus fréquents,

assurée par un distributeur lisse en sortie de volute. Les distribu-teurs de section variable, à ailettes pivotantes ou autres concepts,se sont imposés récemment en automobile sur les moteurs Dieselà injection directe et également sur les moteurs de véhicules indus-triels les plus performants.

2.2.1 Courbes caractéristiques

Les courbes caractéristiques de turbine précisent les valeurs dedébit massique et de rendement isentropique pour différentesvaleurs de vitesse de rotation en fonction du rapport de détente(figure 12a et b ). Les différentes grandeurs sont exprimées envaleurs réduites, rapportées aux conditions standards desconstructeurs (p0 , T0), ce qui permet de disposer de cartes inva-riantes selon les conditions d’entrée de la turbine.

Figure 9 – Points de fonctionnement d’un compresseur

0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,31

1,2

Débit d'air réduit (kg/s)

et angle d’inclinaison des ailettes

Figure 11 – Turbine radiale centripète : schéma

Volute

DiffuseurRoue

Distributeur


écoulement stationnaire sur banc d’essai calorifugé ; elles peuventêtre très différentes des valeurs que l’on calcule à partir des mesu-res effectuées sur moteur.

Notons que pour un rapport de détente donné le rendementturbine-mécanique varie assez rapidement en fonction de la vitessede rotation, il est donc souhaitable de vérifier qu’au point de fonc-tionnement considéré, les réglages choisis permettent à la turbinede fonctionner à la vitesse de rotation assurant le rendement maxi-mal. Un changement de compresseur peut changer la vitesse derotation et faire évoluer le rendement turbine-mécanique.

2.2.2 Choix et adaptation de la turbine

Le choix de la turbine est fait après la définition de l’étagecompresseur. Dans le cas d’un moteur de traction, on définit laturbine au régime de fonctionnement le plus critique du point devue du manque d’air, en général au point de pme la plus élevée, àfaible vitesse de rotation moteur. Les conditions de fonctionne-ment du compresseur étant connues à ce point particulier, il estpossible de calculer le rapport de détente nécessaire à l’obtentionde l’énergie d’entraînement du compresseur. Ce calcul suppose laconnaissance du rendement turbine (on peut prendre 0,7 enpremière hypothèse et faire une correction si nécessaire) et de latempérature des gaz d’échappement (pour une première approxi-

1

0,7

1,5 2 2,5 3Rapport de détente πT

Déb

it d

e g

az r

édu

it q

T

Courbes isovitessede rotation NT

Courbes isovitessesde rotation NT

end

emen

t η T

M

Courbes isovitesses

courbes caractéristiques de débita


Dans le cas le plus général, le débit de gaz dans la turbine peutêtre modélisé par la formule de Barré-Saint-Venant donnant ledébit de fluide dans un orifice de section équivalente : Séq , enfonction de ses conditions à l’entrée et du rapport de détente dansl’orifice :

avec :

Pour une turbine de section donnée, la caractéristique de débitpeut être représentée par une ligne indépendante de sa vitesse derotation. Le débit devient bloqué au-delà d’un rapport de détentecritique, de l’ordre de 2,8/1 (figure 12a ).

Remarque : le rapport de détente critique paraît plus élevé quele rapport théorique qui, dans le cas des gaz d’échappementconsidérés, est de 1,85 environ ; cela est dû au fait que la turbineest composée en fait de plusieurs orifices équivalents en série (enparticulier distributeur d’entrée et roue de turbine).

Dans la plage d’utilisation, un rapport de détente est associé àune valeur de débit, ce qui signifie que, lorsque le débit de gazvarie (variation de vitesse du moteur), il n’est pas possible, sansartifice, de conserver un rapport de détente constant.

Les courbes caractéristiques de la figure 12b donnent lesvaleurs de rendement turbine-mécanique pour différentes vitessesde rotation en fonction du rapport de détente. Les valeurs indi-quées correspondent le plus souvent aux mesures effectuées en

mation prendre les valeurs du tableau 1).

La connaissance du rapport de détente permet de déterminer lapression à l’entrée de la turbine et de corriger la valeur de débit degaz pour déterminer la caractéristique de débit de turbine.

Notons que, si l’on choisit une caractéristique de turbine plusgrande que nécessaire, au débit considéré, le rapport de détentesera plus faible que souhaité et l’équilibre du turbocompresseursera obtenu pour une pression d’air plus basse et que, inverse-ment, une turbine de perméabilité plus faible augmentera la pres-sion d’air.

Notons également que l’on ne peut choisir la spécification tur-bine qu’à un régime particulier de fonctionnement, il faut doncvérifier qu’aux autres régimes les conditions de fonctionnement dusystème moteur-turbocompresseur seront acceptables.

2.2.3 Pulsations de pression et turbine divisée

En fonctionnement sur moteur, l’écoulement des gaz vers laturbine est instationnaire et les pulsations de pression en amont dela turbine sont importantes. La récupération de l’énergie des« bouffées » d’échappement augmente l’énergie reçue par laturbine. Les mesures de pression et de températures moyennespermettant le calcul du rendement de la turbine n’étant plus repré-sentatives des valeurs réelles, en pratique on définit un « coeffi-cient de pulsation » qui permet de modifier le rendement deturbine pour tenir compte de ces effets. Ce coefficient est d’autantplus important que la vitesse du moteur est faible et que le volumedu collecteur d’échappement entre moteur et turbine est petit.Dans le cas des moteurs bien adaptés pour la récupération desbouffées d’échappement, il n’est pas rare de relever des rende-ments turbine de 1,0 indiquant que, dans ce cas, si la turbine a unrendement de 0,7 en régime stationnaire, l’installation a un coeffi-cient de pulsation de 1,4.

On peut augmenter l’effet de pulsation en amont de la turbine enutilisant des collecteurs d’échappement de petite section. On peutaussi répartir et diviser les gaz d’échappement de façon à réduirele volume entre la sortie d’un cylindre donné et le distributeur dela turbine. Dans le cas des moteurs 6 cylindres en ligne utilisés surles véhicules industriels, les échappements des cylindres 1, 2, 3sont regroupés et séparés des cylindres 4, 5, 6 et la division estmaintenue dans le corps de turbine, jusqu’au distributeur. L’aug-mentation des pulsations de pression dans le collecteur d’échappe-ment ne doit pas perturber la vidange des différents cylindres et leregroupement des différents cylindres doit donc être fait en fonc-

Figure 12 – Courbes caractéristiques d’une turbine centripète

0,61 1,5 2 2,5 3

Rapport de détente πT

R

de rotation NT

courbes caractéristiques de rendement turbine-mécaniqueb

πT =p4p5

qT = qg p4/p0

T4/T0

T4/T0

NT = N

qT ρ4 Séq ϕ4 2rT4=

ϕ4

γγ 1–-------------- 31 p5

p4--------2

2γ----- 1 p5

p4--------2

γ 1+

γ--------------

– 4=


Sur la figure 13, la courbe B-B1 représente, en fonction du rap-port de détente et à température et rendement constants, le débitde gaz nécessaire à la turbine pour assurer une puissanceconstante égale à celle du point B. Les coordonnées du point B1indiquent quels sont le rapport de détente et le débit corrigépermettant de fonctionner au régime considéré avec la turbinechoisie.

Figure 13 – Dérivation des gaz de turbine :caractéristique et points de fonctionnement

πT (A) πT (B1)πT (B)

q (B)

q (A)

q (B2)

q (B1)

Débit réduit


A B1

B2

B

Puissance de laturbine constante

Débit de gazconstant

Gaz dérivés

1 1,5 2 2,5 3 3,50

20

40

80

60

100

120

140

160


Déb

it d

e g

az (

%)

50 %

50 %

65 %

50 %

65 %

courbes isovitesses


tion de l’ordre d’allumage du moteur (1-4 + 2-3 pour un moteur4 cylindres).

2.3 Dérivation des gaz de turbine (wastegate )

Dans le cas de moteurs à grande plage de variation de vitesse,comme c’est le cas de tous les moteurs automobiles, il est impé-ratif de donner un degré de liberté supplémentaire à la turbinepour l’adapter aux variations correspondantes de débit d’air.

La solution la plus communément utilisée consiste à dériver unepartie des gaz de turbine. Le clapet de dérivation (wastegate), sou-vent intégré au corps de turbine pour des raisons économiques,est, le plus souvent, commandé par un vérin pneumatique.

Le dimensionnement de la turbine est effectué de façon à obtenirla pression d’air souhaitée aux faibles régimes de rotation moteur,plein couple. Le clapet est alors maintenu fermé. La caractéristiquede débit de la turbine choisie contient donc le point de fonction-nement correspondant à ce régime, A, comme il est indiqué sur lafigure 13.

À un régime de fonctionnement correspondant à un débit de gazplus grand, c’est-à-dire à grande vitesse, le point représentatif dufonctionnement sans dérivation de gaz est le point B, situéau-dessus de la courbe caractéristique choisie ; le fonctionnementn’est donc pas possible dans ces conditions. La dérivation d’unepartie des gaz turbine permet de trouver des conditions de fonc-tionnement telles qu’avec un débit de gaz plus faible la puissanceturbine est conservée.

Rappelons, comme l’indique la relation ci-dessous que la puis-sance délivrée par la turbine est proportionnelle au débit de gaz latraversant et donc qu’à puissance constante une réduction du débitde gaz nécessitera une augmentation de la chute d’enthalpie de laturbine obtenue par une augmentation du rapport de détente.

Exemple : dans le cas d’un moteur 4 cylindres automobile de 2 Lde cylindrée avec échappements divisés de faible section, on peutespérer, en pleine charge, un gain de 100 % à 1 400 tr/min, se rédui-sant à 30 % vers 1 800 tr/min.

PT qgcpg T4 T5–( ) qgcpgT4 31 1 p5p4--------2

γ 1–γ--------------4 ηT–= =

Figure 14 – Courbes caractéristiques de rendementd’une turbine à géométrie variable

Figure 15 – Turbine à géométrie variable à ailettes pivotantes(doc. Honeywell-Garrett)

courbes isorendements


Différents dispositifs de turbines à géométrie variable sont utili-sés ou en développement. Le système à ailettes pivotantes(figure 15) est le plus connu actuellement ; dans les applicationsautomobiles, il possède un rendement maximal de 65 % environ etpermet une variation de débit de plus ou moins 50 % par rapportau débit de rendement maximal dans des conditions de rendementsupérieur à 50 %.

Remarque : dans les conditions de fonctionnement d’un moteurDiesel automobile un rendement de 50 % entraîne un rapport dedétente 1,4 fois supérieur à celui qu’aurait une turbine de rende-ment 0,7.

D’autres systèmes de géométrie variable de turbine, moinscoûteux, ont été proposés ; les concepts « OP » de Garrett(figure 16a ) ou « VST » de 3K-Warner (figure 16b ) répondent à cetobjectif.

3. Adaptationdu turbocompresseurau moteur

Corps de turbine

Distributeurpartie mobile

Distributeurpartie fixe

Axe de turbine

Régulateur

Segment d'étanchéité


La courbe B-B2 représente en fonction du rapport de détente lavariation du débit réduit correspondant à un débit réel constantégal à celui du point de fonctionnement B. La différence entre lesdébits des points B2 et B1 est égale au débit de gaz dans la dériva-tion de turbine (en valeur réduite).

2.4 Turbine à géométrie variable

Dans la turbine à géométrie variable, on fait varier la sectiond’entrée de la turbine de façon à obtenir le rapport de détentesouhaité en tout point du fonctionnement, quelles que soient lesvaleurs de débit et de température des gaz d’échappement(figure 14). Dans la plupart des cas d’utilisation actuels, la plage devariation de débit est suffisante pour que ce dispositif soit utiliséseul, sans dérivation complémentaire.

Le moteur suralimenté par turbocompresseur est vulnérable àbasse vitesse de rotation en pleine charge car le faible débit de gazdans la turbine se traduit par un manque d’énergie et donc unepression d’air trop faible par rapport aux besoins du moteur.

Dans tous les cas de suralimentation d’un moteur de tractionroutière, on favorisera l’adaptation du turbocompresseur aurégime de couple maximal, éventuellement à une vitesse inférieureet à plein couple.

3.1 Sensibilité du moteur Dieselà la suralimentation

Les limites de fonctionnement d’un moteur Diesel sont liées auxconditions d’alimentation en air :

— une pression de suralimentation trop faible entraîne desfumées et des températures d’échappement excessives ;

— une pression de suralimentation trop élevée peut entraîner despressions maximales de combustion non acceptables pour la tenuemécanique du moteur.

La définition de la turbine joue un rôle important dans le réglagede la pression de suralimentation. Pour un régime donné, unepetite turbine entraîne un niveau de pression d’air plus élevéqu’une turbine de perméabilité plus grande. Ainsi, dans le cas d’unsystème de suralimentation avec turbocompresseur libre (freefloating ) [3], le choix de la turbine influera sur la forme de lacourbe de couple, une petite turbine permettra de s’éloigner deslimites de fumée et de température à faible régime — et doncd’augmenter le couple — mais conduira à limiter la puissance àvitesse élevée à cause des pressions de combustion trop élevées.Inversement, une turbine plus grande favorisera le régime de puis-sance nominale mais imposera une limite de couple plus basse àfaible vitesse (figure 17).

3.2 Cas types d’adaptationde turbocompresseur

3.2.1 Moteur de véhicule industriel

La fiabilité est un critère important pour ce type de moteurs ;pour le turbocompresseur, l’objectif de durée de vie est supérieurà 1 million de km. Les taux de suralimentation couramment utilisés

Figure 16 – Deux concepts de turbine à géométrie variable

Fourchette decommande

Anneau demaintien

Anneau

Carterturbine

Coulisseauvariable

Douille deguidage

modèle VST de 3K-Warner (doc. 3K-Warner)b

modèle OP de Garrett (doc. Honeywell-Garrett)a


sont inférieurs à 3/1 mais la tendance actuelle pour les versions lesplus performantes est légèrement supérieure. Les systèmes de sur-alimentation utilisaient jusqu’alors des turbocompresseurs libres etun échangeur air-air placé devant le radiateur (efficacité égale à85 %). Les contraintes de performances et d’émissions ont imposél’utilisation de la wastegate et depuis peu de la géométrie variablede turbine.

Dans les versions à pression d’air non régulée, le choix ducompresseur est un compromis difficile. Une des conditions lesplus difficiles à satisfaire est le rapport air/combustible à faiblevitesse de rotation du moteur. Le déficit en air dû à la caractéris-tique de la turbine nécessite souvent l’utilisation de systèmes limi-teurs de débit d’injection n’autorisant le plein débit de combustibleque lorsqu’un seuil de pression est atteint, cela pour rester dansles limites de fumées imposées. La réduction de la section effectivede la turbine est limitée par la différence de pression admis-sion-échappement qui doit rester suffisamment élevée pour garan-tir une bonne consommation en utilisation et plus particulièrementaux vitesses de moteur élevées.

Les rendements du compresseur et de la turbine sont particuliè-rement importants pour la consommation du véhicule et la défini-tion du turbocompresseur doit vérifier que les composants choisissont bien « centrés » par rapport à la caractéristique d’utilisationdu moteur.

1 000 1 200 1 400 1 600 1 800 2 2002 000 2 4001,5

2

1,75

2,25

2,5

2,75

3

Vitesse moteur (tr/min)

Rap

po

rt d

e co

mp

ress

ion

πC

1 000 1 200 1 400 1 600 1 800 2 2002 000 2 400200

210

220

230

240

250

Vitesse moteur (tr/min)Co

nso

mm

atio

n s

péc

ifiq

ue

de

com

bu

stib

le (

g/k

Wh

)

effets sur la consommation spécifiqueb

effets sur la pression d'admissiona


La vitesse de rotation du compresseur est un paramètre impor-tant pour la fiabilité à cause des risques de rupture par fatigue. Elleest d’autant plus importante que l’on cherche à utiliser des rouesde compresseur à ailettes retournées vers l’arrière (cf. figure 10)pour augmenter les plages d’utilisation. Actuellement on peutadmettre des vitesses périphériques de 500 m/s sous réserve devalidation suivant les cycles d’utilisation, en particulier lorsqu’ilscomportent des contraintes d’utilisation en altitude.

3.2.2 Moteur Diesel automobile

Le petit moteur Diesel automobile se caractérise par un coupleélevé sur une grande plage de vitesse et un besoin d’atteindre rapi-dement la valeur maximale de couple lors d’une accélération.Actuellement, les moteurs Diesel suralimentés ont, à puissancenominale, une vitesse de rotation de 4 500 tr/min et doivent dispo-ser de la pression maximale de suralimentation dès 1 800 tr/min.Les couples développés sont de l’ordre de 100 % supérieurs auxvaleurs obtenues avec les mêmes moteurs non suralimentés. Lespressions absolues à l’admission sont de l’ordre de 2 à 2,4 bar. Lestempératures d’air à la sortie du compresseur étant de 100 à120 oC, on utilise des échangeurs de température, généralementair/air, permettant de ramener la température d’entrée du moteurà des valeurs maximales de 70 oC.

L’utilisation du moteur sur une grande plage de variation devitesse impose l’utilisation de compresseurs ayant des sortiesd’ailettes très fortement retournées vers l’arrière ; les angles cou-rants utilisés actuellement sont de 30 à 45o (figure 10), les rende-ments de compresseur restent inférieurs à 80 % (figure 7).

Dans le cas des turbocompresseurs avec dérivation de gaz tur-bine, l’obtention d’un niveau de pression d’air élevé en dessous de2 000 tr/min nécessite l’utilisation d’une turbine de très faible sec-tion, et le maintien de la pression de suralimentation à une valeurconstante au-delà de 2 000 tr/min suppose la dérivation des gazturbine avec corrélativement des pressions d’échappement élevées(figure 4).

Il faut remarquer que les moteurs Diesel automobiles fonction-nent quasiment toujours avec une différence de pression négativequi justifie des angles de distribution avec des croisements de sou-pape faibles, sinon nuls.

Les moteurs à injection directe actuels fonctionnant avec unexcès d’air confortable, donc des températures d’échappementbasses, ont recours aux technologies de turbine à géométrie varia-

Figure 17 – Influence de la perméabilité de la turbinesur les performances d’un moteur

1 000 1 200 1 400 1 600 1 800 2 2002 000 2 4000

4

2

6

8


Ind

ice

Bo

sch

1 000 1 200 1 400 1 600 1 800 2 200 2 4002 000– 200

300

200

400

0

– 100

100

500


p 3 –

p4

(hP

a)

effets sur le balayage moteurd

effets sur la fumée d'échappementc

petite turbine grande turbine

Le choix du carter de turbine est une étape importante de la définition de la fonction suralimentation. L'exemple ci-dessus concerne un moteur de véhicule industriel de 10 litres de cylindrée et permet d'appréhender l'influence de la turbine sur les performances du moteur en comparant les performances de deux turbines de perméabilités différentes. Pour un même rapport de détente, la plus grande a un débit d'environ 15 % supérieur à la plus petite. La petite turbine entraîne une pression d'air maximale de 2,8 bar qui peut être préjudiciable à la tenue du moteur à cause d'une pression de cycle excessive ; elle permet par contre une amélioration de la fumée et des consommations à bas régime grâce à un rapport air/combustible plus favorable. La grande turbine améliore le fonctionnement à haut régime par une pression d'échappement plus basse, par rapport à la pression d'admission, ce qui favorise la consommation de combustible.


ble pour garantir un couple élevé dès 1 500 tr/min tout en limitantles pressions d’échappement aux régimes élevés.

Le temps de réponse à l’accélération est favorisé par la petitesection de turbine mais est tributaire de la faible température degaz à l’entrée de la turbine (qui ne dépasse pas 250 oC en vitessede croisière à 90 km/h, par exemple). Il est important de réduirel’inertie thermique de l’installation pour réduire le temps deréponse à l’accélération. La réduction de longueur des conduitsd’échappement est une des solutions utilisées (turbocompresseuraussi près du moteur que possible et masse des pièces à hautetempérature la plus faible possible).

L’inertie mécanique du turbocompresseur est un facteur égale-ment important dans la réduction du temps de réponse. Il fautcependant noter que, si la réduction d’inertie du turbocompresseurest obtenue par une réduction de sa taille, il y a augmentation desa vitesse de rotation au même point de fonctionnement ; il fautdonc comparer les valeurs de JN2.

L’installation d’un turbocompresseur sur automobile est soumiseà des contraintes qui se traduisent par des pertes de charge impor-tantes en entrée compresseur et sortie turbine qui ont des effetsnégatifs sur les conditions de fonctionnement.

3.2.3 Moteur à essence automobile

sur le clapet ni les contre-pressions de la ligne d’échappement quiagissent aussi sur le clapet. Or les variations de ces grandeurs pen-dant le fonctionnement provoquent des variations de pressiond’admission, et l’on peut espérer au mieux des tolérances de100 hPa (0,1 bar) sur cette dernière.

Ce système peut être amélioré par un pilotage électronique ; lapression (ou la dépression) agit sur le piston du vérin après avoirété modulée par une vanne à rapport cyclique d’ouverture (RCO)commandée par la centrale de contrôle électronique (ECU). Cettetechnologie permet des réglages plus fins sur la pression d’admis-sion. Elle permet également d’ouvrir le clapet de décharge (ou ledistributeur de la turbine à géométrie variable) pour réduire lescontre-pressions d’échappement aux charges partielles et amélio-rer la consommation. Elle permet éventuellement de bien gérer lesfonctionnements transitoires (overboost par exemple).

La régulation électrique, commandée électroniquement par ECU,apporte, par rapport aux systèmes précédents, des avantages deréduction de temps de réponse (gains de 50 % des temps d’ouver-ture et de fermeture des vannes) et apporte une plus grande pré-cision ainsi qu’une grande flexibilité dans les systèmes de contrôlemoteur, notamment en ce qui concerne l’agrément de conduite.

3.3.2 Dispositif antipompage compresseur


Dans un moteur à essence à mélange homogène le débit d’airpeut être réglé, en charge partielle, par un papillon de commandeplacé sur la veine d’air d’admission, le plus souvent après lecompresseur à l’entrée du moteur. Cette spécificité entraîne que,sans régulation particulière, la caractéristique de fonctionnementdu moteur sur le champ compresseur se réduit à la ligne de fonc-tionnement en pleine charge ; les différents régimes de fonctionne-ment se déplacent sur cette ligne en fonction du débit d’airdemandé, indépendamment de la vitesse de rotation du moteur.Les limites de performances des moteurs à allumage commandésont dictées par les conditions de bonne combustion du moteur ;les niveaux de température et de pression pouvant être à l’originede combustions non contrôlées, ils imposent de réduire le rapportvolumétrique du moteur pour éviter les combustions non contrô-lées. Actuellement, lorsque l’on suralimente avec une pressiond’admission absolue de 1 800 hPa (1,8 bar), on réduit le rapportvolumétrique à 8,5/1 environ.

La température des gaz d’échappement est une autre contraintedes moteurs à essence. Les matériaux des roues et corps de tur-bine supportent des températures maximales de gaz à l’entrée de950 oC, éventuellement 980 oC avec validation. Au-delà de ces tem-pératures, les risques de perte de fiabilité sont élevés. Les techno-logies de wastegate intégrée au corps de turbine sont éprouvées àces niveaux de contrainte thermique mais les dispositifs à géomé-trie variable tardent à être validés.

3.3 Contrôle de la bouclede suralimentation

3.3.1 Limite et régulation de pression

Le système de régulation de pression le plus simple consiste àcommander le clapet de dérivation des gaz turbine, ou le systèmede géométrie variable, par un vérin pneumatique comprenant unpiston avec membrane d’étanchéité, rappelé par un ressort(figure 5). Lorsque la pression de commande est celle du circuitd’air comprimé entre compresseur et moteur, le système agit enlimiteur de pression, le clapet s’ouvre lorsque la pression estatteinte. Ce système ne permet pas de respecter des faibles tolé-rances de pression. La pression de référence réglée lors del’assemblage du turbocompresseur n’inclut pas les effets dyna-miques des pressions d’admission sur le vérin et d’échappement

Lorsque, à la suite d’un « lever de pied » par exemple, la vitessede rotation du moteur chute rapidement, la variation de débit d’aircorrespondante peut entraîner le compresseur dans la zone depompage et générer des perturbations importantes dans lessystèmes de contrôle du moteur (plus particulièrement dans le casdes moteurs à allumage commandé). La mise en place d’un clapetde dérivation du compresseur permet à l’air comprimé de revenirà l’entrée du compresseur et évite ainsi le phénomène de pom-page. L’ouverture de ce clapet est en général commandée par ladépression du collecteur d’admission. Le clapet peut être intégréau corps de compresseur.

3.4 Accélération du moteur suralimentépar turbocompresseur

L’accélération du moteur suralimenté par turbocompresseur esttrès influencée par la montée en régime du turbocompresseur, lecouple moteur dépendant d’une part de la quantité de combustiblepouvant être introduite, donc de la rapidité de l’augmentation de lapression d’admission, et d’autre part des effets négatifs de lacontrepression d’échappement due au turbocompresseur.

Le théorème de l’énergie cinétique nous permet d’écrire l’équa-tion d’équilibre du turbocompresseur :

avec PT puissance délivrée par la turbine, PC puissance absorbée par le compresseur, Pf puissance perdue par frottement, NTC vitesse angulaire.

Le moment polaire d’inertie (J ) est, pour un turbocompresseurautomobile de l’ordre de grandeur de 2 · 10–6 kg · m2.

Les pertes par frottement (Pf) sont de la forme : et, pourun turbocompresseur automobile, de l’ordre de grandeur de 700 Wà vitesse de rotation nominale.

■ Augmentation du rapport de détente : la réduction de la sectionde turbine permet une augmentation du rapport de détente dans laturbine et favorise la montée en régime du turbocompresseur. Il estimportant de noter que la montée en vitesse du turbocompresseurn’implique pas nécessairement celle du moteur à cause de l’augmen-

PT PC Pf JNTCdNTC

dt-----------------+ +=

f N TC2


tation corrélative de la pression des gaz d’échappement. En pratique,l’utilisation de petites turbines a nécessité l’adaptation d’une waste-gate pour le fonctionnement à haut régime ; pour les moteurs les plusperformants, la turbine à géométrie variable est une excellente solu-tion pour un bon fonctionnement transitoire, sous réserve que le ren-dement de turbine reste acceptable aux positions extrêmes.

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

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

■ Contrôle du turbocompresseur pendant l’accélération : au

4. Technologiedu turbocompresseuret installation sur moteur

On se limitera à indiquer les caractéristiques constructives parti-culières, notamment les matériaux spécifiques, les systèmes depaliers et d’étanchéité et les exigences d’équilibrage pour la réduc-tion des vibrations et du bruit.

4.1 Matériaux

4.1.1 Roue de turbine

La roue de turbine est sollicitée au fluage et à la rupture sousl’effet des efforts centrifuges dus à la vitesse de rotation et doitdonc présenter des caractéristiques mécaniques élevées à hautetempérature. Les ailettes de turbine sont excitées en vibration ; onadmet généralement que les risques de rupture sont faibles si lafréquence propre de vibration des ailettes est supérieure à 4 fois la


moment de l’accélération il est souhaitable de disposer d’un grandrapport de détente pour mettre rapidement le turbocompresseur envitesse, mais la pression d’échappement joue un effet de bouchon etpénalise la montée en vitesse du moteur, même si le turbocompres-seur a atteint son plein régime. Les systèmes de contrôle àcommande électronique (et les commandes électriques de contrôleturbine) permettent de réduire la restriction de turbine pendant samise en vitesse et donc de libérer le moteur.

3.5 Assistance du turbocompresseuren accélération

Plusieurs dispositifs d’apport d’énergie ont été proposés et sontencore en développement ; citons pour mémoire la turbine hydrau-lique « HAT » proposée par Garrett. Cette turbine, montée entrecompresseur et turbine, était alimentée par de l’huile sous unepression de 80 bar environ pendant le temps de montée en vitessedu turbocompresseur et permettait de réduire le temps de réponsede 30 à 50 %, suivant les régimes de fonctionnement. Les systèmesd’assistance électrique en cours de développement sont plus pro-metteurs. Ils comportent un moteur synchrone à fréquence varia-ble grâce à un champ tournant créé par trois stators. La dimensionréduite du moteur (diamètre inférieur à 20 mm) permet de le placersur l’arbre entre compresseur et turbine. Sous une tension d’ali-mentation de 12 V, les performances actuelles sont de l’ordre de1,5 kW avec un rendement de 90 % et une vitesse de rotation pou-vant atteindre 170 000 tr/min. L’assistance électrique est surtoutune assistance transitoire permettant lors d’une accélérationd’atteindre plus rapidement le couple maximal avec, éventuelle-ment, un overboost d’une durée limitée dans le temps. L’utilisationd’une tension de 12 V conduit à des courants de grande intensitéet à un échauffement rapide des circuits électriques en limitantl’utilisation et les performances. L’augmentation de la tension debord des véhicules sera un facteur favorable au développement dece système d’assistance électrique. On peut à l’avenir envisager degénérer du courant électrique en renversant le mode de fonction-nement mais les valeurs de rendement obtenues à ce jour restenttrop faibles pour en envisager l’application prochaine.

D’autres systèmes d’assistance à l’accélération sont en cours dedéveloppement, notamment un compresseur centrifuge entraînépar moteur électrique et placé en amont du compresseur principal(e-boost) ; les essais effectués sont prometteurs et permettentd’envisager une mise en production prochaine de ces dispositifs.

vitesse de rotation de la turbine.

Les alliages métalliques utilisés pour sa réalisation sont à basede nickel et contiennent d’autres éléments pour accroître la résis-tance mécanique et la résistance à la corrosion à haute tempé-rature.

Les roues de turbine sont coulées sous vide par le procédé decire perdue. Elles sont ensuite soudées par friction ou par faisceaud’électrons sur l’axe en acier. L’axe et le profil de roue sont ensuiterectifiés et l’ensemble équilibré dynamiquement.

Les principaux alliages utilisés sont les suivants :

— l’alliage GMR 235 (mis au point par General Motor Research),avec 62 % Ni, contient principalement du chrome (5 %) et dumolybdène (5 %) ; il convient aux applications Diesel (atmosphèreoxydante) ;

— l’Inconel 713, avec 73 % Ni, contient principalement du chrome(12 %), de l’aluminium (6 %) et du molybdène (5 %) ; il est plus utilisépour les applications essence (température élevée) au-dessous d’unetempérature de gaz de 1 000 oC ;

— le Martin Marietta MAR-M247 (60 % Ni, 10 % Co, 10 % W,8,5 % Cr) pour mémoire : matériau limité à certaines applications àtrès haute température, n’ayant aucune contrainte de coût (voituresde compétition à essence).

La figure 18 (courbes de Larson-Miller) précise la limite élastiqueacceptable ainsi que la durée de vie espérée pour les matériauxprécités en fonction de la durée de fonctionnement à une tempé-rature donnée.

À ce jour, bien que de nombreuses tentatives aient été tentéespour utiliser les céramiques industrielles (et plus particulièrementle nitrure de silicium), l’utilisation de ces matériaux reste encoreconfidentielle, probablement à cause des coûts de réalisation. Cesmatériaux n’ont pas encore permis d’augmentation sensible detempérature de gaz mais ils assurent un gain important d’inertie del’ensemble tournant (masse volumique 2,7 kg/dm3) même s’ilsimposent des ailettes de turbine plus épaisses qui pénalisent lerendement.

4.1.2 Corps de turbine

Le choix du matériau du corps de turbine est dicté par la tempé-rature d’utilisation.

Dans les conditions oxydantes des gaz Diesel, on est contraint àutiliser des fontes à haute teneur en silicium-molybdène (SiMo)


Ni-Résist D5 ou, au-delà de 980 oC, des aciers inoxydables de typeHK30 ; d’autres aciers à forte teneur en chrome sont en cours dedéveloppement.

Le tableau 2 donne la composition et les caractéristiques de cesmatériaux.

Dans la majorité des cas, le turbocompresseur est fixé par labride d’entrée de turbine sur le collecteur d’échappement dumoteur. Le poids de l’ensemble peut nécessiter l’utilisation d’unsupport. Le cas échéant, il faut veiller à ce que l’installation réaliséepermette la dilatation des différentes pièces et que les contraintesapportées par les différentes liaisons restent acceptables. Il fautégalement choisir les matériaux pour que leurs coefficients de dila-tation soient compatibles afin d’éviter le fretting corrosion auniveau des assemblages.

Une tendance actuelle est de réaliser le corps de la turbine et lecollecteur d’échappement en une seule pièce de fonderie ; cettesolution présente de nombreux avantages au niveau de l’assem-blage sur moteur, des inerties thermiques en transitoire mais doitêtre correctement validée du point de vue de la fiabilité eu égardaux coûts des outillages.

4.1.3 Roue de compresseur

22 24 26 28

100200400600

Limite élastiquemaximale (MPa)

S (K)

22 24 26 28

10100

1 00010 000

Durée de vie (h)

S (K)

T eT = 700 °C

800 9001 000

1 100

MAR-M 247

GMR 235Inconel 713

S = TeT (20 + lg t ) · 10–3

avec TeT (K)température à l'entrée de la turbine

t (h) durée de vie


au-dessus de 680 oC et des fontes au nickel (Ni-Résist D2B ou D5B)au-delà de 750 oC.

Dans le cas des moteurs à allumage commandé, qui ont destempératures de gaz supérieures à 900 oC, on utilise des fontes

La roue de compresseur est soumise à la force centrifuge due àla vitesse de rotation et elle doit présenter de bonnes caractéristi-ques de résistance à la fatigue. Les applications les plus critiquespour la tenue de la roue de compresseur sont les véhicules indus-triels pour lesquels la vitesse périphérique en bout de pale dépasse500 m/s et où la température de matériau peut atteindre 180 oC enbout d’aubage. (0)

Figure 18 – Caractéristiques des matériaux réfractairesutilisés pour les roues de turbine

Tableau 2 – Composition et caractéristiques des matériaux de carter de turbine

MatériauFontes à graphite sphéroïdal Fontes « Ni-Resist » Acier inox

FGS 400 - 10 FGS 500 - 10

Appellation courante (1) GS SiMo SiMo+ D2B D5S HK30

Température maximale d’utilisation :

Diesel ............................................................... (oC) 730 760 780 820 850

Essence............................................................ (oC) 980 1100

Composition chimique :

C ........................................................................(%) 3 3 3 3 2 0,3

Si .......................................................................(%) 2 4 4,7 2,5 5

Mo .....................................................................(%) 0,6 0,6

Ni.......................................................................(%) 22 36 20

Cr.......................................................................(%) 2 2 26

Coefficient de dilatation entre 600 et 900 oC.............(10–6 · oC–1) 16 13 13 20 16 17

Caractéristiques mécaniques à température ambiante :

Résistance à la traction .............................. (MPa) 414 520 520 400 345 450

Limite d’élasticité........................................ (MPa) 255 450 450 207 207 240

Allongement.....................................................(%) 10 10 8 8 12 10

Sensibilité magnétique Oui Oui Oui Faible Oui Non

Pénétration de l’oxydation à 850 oC ...............................(mm/an) 20 15 2,2 0,002

(1) Les termes SiMo et SiMo+ sont couramment utilisés par les praticiens.Les dénominations D2B ; D5S ; HK30 sont conformes à la norme américaine ASTM et couramment utilisées en France.


0 100 200 3000 0

10

20

30

100

200

300

400

Température (°C)

Résistance à larupture (MPa)

Allongement (%)

7075

7075

4043

4043

résistance à la rupture

allongement

Étanchéité compresseur :joint à portée plane

Étanchéité compresseur :joint dynamique

Joint facegraphite

Faced'étanchéité

Éjection d'huilepar effet centrifuge

Butéelatérale

Bagues depaliersVolute decompresseur

Volute deturbine


Les ailettes de compresseur sont soumises aux excitationscycliques et on doit vérifier que leur fréquence propre de vibrationest supérieure à 5 fois la vitesse de rotation du compresseur.

Les roues de compresseur sont réalisées en alliage d’aluminiumet obtenues brutes de fonderie, avec utilisation d’un modèle encaoutchouc dans un moule en plâtre.

L’alliage le plus utilisé est le 4043 qui contient 5 % de silicium+ 1 % de cuivre et 1 % de manganèse. Ses propriétés peuvent êtresensiblement améliorées par compression isostatique à tempéra-ture élevée après coulée.

L’alliage 7075 forgé et usiné peut être utilisé (de façon nonéconomique) pour des applications particulières fortement sollici-tées.

Les caractéristiques mécaniques des alliages d’aluminium chu-tent très rapidement lorsque la température du matériau dépasse150 oC, comme indiqué sur la figure 19.

4.2 Système paliers

Le système paliers (figure 20) comprend des paliers d’arbre etune butée latérale permettant de maintenir les déséquilibres dusaux efforts de pression sur les roues de turbine et de compresseur.Les paliers d’arbre peuvent être constitués de bagues flottantes,tournant librement dans le bâti, ou d’une douille flottante immobi-lisée en rotation. Le système paliers assure la stabilité de fonction-nement du rotor.

L’ensemble tournant est soumis à trois vitesses critiques, deuxdites rigides correspondant aux modes de fonctionnement coniqueet cylindrique de l’arbre dans ses paliers, et une de flexion d’arbre.Cette dernière doit être placée au-delà des vitesses d’utilisation duturbocompresseur. Les vibrations de l’ensemble tournant sonttransmises à la carcasse par les films d’huile. Elles doivent êtrelimitées afin de réduire les bruits créés par les résonances despièces environnantes.

Les pièces tournantes sont équilibrées dynamiquement avantmontage et, pour les turbocompresseurs devant tourner à plus de100 000 tr/min, l’équilibrage est corrigé après assemblage. Onadmet couramment des valeurs de déséquilibre inférieures à2 · 10–4 g · mm.

Figure 19 – Résistance à la rupture et allongementen fonction de la température pour les alliages d’aluminium utilisés

Figure 20 – Système paliers et étanchéité

Étanchéité turbine

Bagues depaliers

Déflecteurd'huile

Segmentd'étanchéité

Roue deturbine

Isolationthermique

Roue decompresseur


L’alimentation en huile du turbocompresseur est un paramètreimportant pour la fiabilité des paliers. L’huile est celle du moteur,elle doit être prélevée dans la « galerie » d’alimentation. Lesconditions de filtration de l’huile ne sont pas plus sévères quepour le moteur, c’est-à-dire de l’ordre de 20 µm. Il faut cependantdimensionner la cartouche filtrante pour permettre le passaged’un débit de 30 % supérieur à celui absorbé par le moteur (unturbocompresseur pour moteur d’automobile absorbe un débit del’ordre de 2 à 4 L/min sous une pression d’alimentation de 4 barà une température de 120 oC). La pression d’huile doit être suffi-samment élevée pour assurer le débit suffisant à la création desfilms d’huile (attention aux huiles modernes à très faible coeffi-cient de viscosité) et vaincre l’effet centrifuge d’éjection d’huiledans le cas des paliers à douilles flottantes, entraînées en rotationpar l’arbre. L’huile peut se cokéfier au contact de parois internes àhaute température, une température continue de 250 ou de 300 oCconsécutive à un arrêt chaud peut entraîner une cokéfactioninterne de l’ensemble paliers et provoquer sa destruction. Pour yremédier on utilise des carter-paliers refroidis par circulation duliquide de refroidissement du moteur. Il faut dans ce cas vérifierque la circulation du liquide est bien assurée (naturellement parthermosyphon ou forcée par pompe électrique) après arrêtmoteur.

■ Vibration subsynchrone créée par les paliers : elle est généréepar le système paliers et liée aux conditions de fonctionnementhydrodynamique de ce système. Le bruit se manifeste au-delàd’une vitesse de rotation particulière ; il est émis à une fréquencefixe, de l’ordre de 800 à 1 000 Hz, et son amplitude varie avec latempérature de l’huile dont les fluctuations entraînent une varia-tion de la viscosité et de la raideur des films d’huile des paliers.Cette vibration subsynchrone dépend des tolérances de réalisationdes paliers et elle excite certains éléments de la ligne d’échappe-ment. L’adoption de paliers immobilisés en rotation ou de paliersà billes, plus robustes, permet d’atténuer ce bruit, mais la solutionla plus efficace est une nouvelle fois la désensibilisation de l’instal-lation.

■ Bruits aérodynamiques : les bruits de pompage marginal sontles plus fréquents et conduisent à modifier la roue ou le corps ducompresseur. On peut citer les bruits haute fréquence de passaged’ailettes de compresseur ou de turbine.

5. Exemple de calcul


4.3 Vibrations et bruit

Le turbocompresseur en fonctionnement est générateur debruits difficiles à réduire et il est souhaitable de s’en préoccuperdès la première installation sur véhicule. Le turbocompresseurlui-même n’émet pas ou peu de bruit, mais il excite l’installationdont un ou plusieurs éléments se comportent comme émetteurs.Les mécanismes de génération de bruits sont nombreux, parmi lesplus importants, on peut citer les suivants :

■ Vibration synchrone créée par le déséquilibre des pièces enrotation : elle se transmet par les paliers aux organes de fixation etexcite le plus souvent la tuyauterie d’échappement. Le bruit est unsifflement dont la fréquence suit la variation de vitesse du turbo-compresseur. Les solutions permettant une réduction de ce bruitsont la désensibilisation de l’installation (analyse de la réponseacoustique de la ligne d’échappement avec pot vibrant) et laréduction des tolérances d’équilibrage de l’ensemble tournant duturbocompresseur. En automobile, on contrôle et corrige l’équilibredu rotor après assemblage à une vitesse de rotation voisine de lavitesse en utilisation. Actuellement, les tolérances d’équilibrageutilisées correspondent à une erreur maximale de la position del’axe d’inertie de l’ensemble tournant par rapport à l’axe despaliers de 0,5 µm.

■ Vibration synchrone créée par les vibrations axiales : elle prendnaissance dans la butée et se transmet au corps des paliers puis àl’installation. Le bruit est le même que précédemment. Les solu-tions permettant de réduire cette cause de bruit sont les réductionsde tolérances de positionnement des pièces constituant la butéelatérale.

■ Vibration synchrone créée par les pulsations de pression d’air :ces pulsations sont générées principalement par les irrégularitésde la roue de compresseur, défauts de fonderie, de positionnementd’usinage par exemple. Ces pulsations sont à la fréquence de rota-tion du turbocompresseur ; elles se propagent dans le circuitd’admission et excitent les tuyauteries d’air ou l’échangeur quirésonnent et émettent un sifflement, fonction de la vitesse duturbocompresseur comme précédemment. Les solutions pour éli-miner ce bruit sont la désensibilisation de l’installation et l’amélio-ration de la qualité de fonderie des roues de compresseur.

d’adaptationde turbocompresseur

Le moteur utilisé pour cet exemple de calcul est un moteur Die-sel à injection directe de cylindrée 2,5 L pour lequel on souhaiteobtenir une pme de 17 bar dès 1 800 tr/min et une puissance nomi-nale de 120 kW à 4 400 tr/min. Nous donnons ci-après la démarchede calcul. Dans les tableaux 3, 4 et 5 sont indiqués (en caractèresitaliques) au fur et à mesure les hypothèses utilisées et lesconditions particulières de fonctionnement de ce moteur. Lesvaleurs utilisées pour cet exemple fictif restent proches des appli-cations actuelles en production.

■ Démarche générale : en premier, on détermine le besoin en airdu moteur dans les conditions de pleine charge ; dans ce cas par-ticulier, on fera le calcul aux deux régimes de fonctionnement indi-qués. Après avoir choisi le compresseur, on définit la turbine et lesystème de régulation. Dans cet exemple, on considère en premierla turbine simple, puis le cas de cette même turbine avec clapet dedérivation et, en dernier, une turbine à géométrie variable.

■ Besoin en air et conditions à l’admission moteur : nous sommespartis de la consommation spécifique de combustible et du rapportair/combustible pour estimer le besoin en air du moteur. Le coef-ficient de remplissage utilisé est le rapport entre le volume d’airaspiré et le volume géométrique déplacé ; les valeurs trouvéessont typiques de ce type de moteurs. Nous avons fixé une tempé-rature d’air d’admission que nous avons validée ensuite en véri-fiant que l’efficacité du refroidisseur d’air était conforme auxattentes.

■ Conditions compresseur : après avoir déterminé les rapports decompression et les valeurs de débit d’air corrigées aux conditionsdes cartes de compresseur, nous avons choisi un compresseur per-mettant de bonnes conditions de fonctionnement aux deux pointsconsidérés (figure 21) : il présente une garde au pompage accep-table au régime de 1 800 tr/min mais devra être validé pour lesfonctionnements à des vitesses inférieures ; il est également accep-table du point de vue de sa vitesse maximale à 4 400 tr/min maisn’a pas de grande marge de sécurité en cas de fonctionnementavec un rapport de compression plus élevé en altitude parexemple).


(0)

Tableau 3 – Calcul des caractéristiques et conditions de fonctionnement d’un turbocompresseurpour deux vitesses du moteur (1)

Vitesse du moteur....................................................................................................................(tr/min) 1 800 4 400

pme..................................................................................................................................................(bar) 17

Puissance ........................................................................................................................................(kW) 63,8 120

Cylindrée du moteur ....................................................................................................................(dm3) 2,5 2,5

Pression atmosphérique...............................................................................................................(hPa) 1 000 1 000

Température ambiante ................................................................................................................... (oC) 25 25

Besoin en air et conditions à l’admission moteur

Rapport air / combustible 17 22

Consommation spécifique de combustible ........................................................................ [g/(kWh)] 220 230

Consommation spécifique d’air ..........................................................................................[kg/(kWh)] 3,74 5,06

Débit d’air ...................................................................................................................................... (g/s) 66,2 168,7

Coefficient de remplissage .............................................................................................................. (%) 90 93

Volume balayé par le moteur...................................................................................................(dm3/s) 33,8 85,3

Masse volumique à l’entrée du moteur ................................................................................. (g/dm3) 1,96 1,98


Température à l’entrée du moteur................................................................................................. (oC) 50 70

Pression à l’entrée du moteur......................................................................................................(hPa) 1 819 1 948

Conditions compresseur

Perte de charge compresseur-moteur .........................................................................................(hPa) 25 70

Pression à la sortie du compresseur ...........................................................................................(hPa) 1 844 2 018

Perte de charge avant compresseur ............................................................................................(hPa) 20 50

Pression avant compresseur ........................................................................................................(hPa) 980 950

Rapport de compression 1,88 2,12

Débit corrigé (288 K/1 000 hPa)................................................................................................... (g/s) 68,7 180,6

Rendement du compresseur (lu sur carte) 0,68 0,70

Température à la sortie du compresseur ...................................................................................... (oC) 112 127

Efficacité de l’échangeur 0,71 0,56

Vitesse réduite du turbocompresseur (15 oC).............................................................(en 103 tr/min) 120 157

Vitesse du turbocompresseur.....................................................................................(en 103 tr/min) 122 160

Puissance du compresseur............................................................................................................(kW) 5,7 17,2

Conditions turbine Sans wastegateAvec

wastegate

Puissance délivrée..........................................................................................................................(kW) 5,7 17,2 17,2

Rendement de la turbine (y compris effet pulse) 0,80 0,65 0,65

Débit total de gaz............................................................................................................................(g/s) 70 176 176

Débit de gaz turbine ......................................................................................................................... (%) 100 100 78

Température à l’entrée de la turbine (hypothèse) ........................................................................ (oC) 700 750 750

cp (gaz) (valeur moyenne)....................................................................................................[J/(kg · K)] 1 150 1 150 1 150

Rapport de détente 1,47 1,73 2,05

Contrepression à la sortie de la turbine ......................................................................................(hPa) 100 300 300

Pression à la sortie de la turbine..................................................................................................(hPa) 1 100 1 300 1 300

Pression à l’entrée de la turbine ..................................................................................................(hPa) 1 615 2 247 2 661

Débit total réduit (288 K/1 000 hPa)..............................................................................................(g/s) 80 148 125

Débit réduit de la turbine ..............................................................................................................(g/s) 80 148 97

(1) En italique : hypothèses utilisées et conditions particulières de fonctionnement du moteur.


(0)

Tableau 4 – Fonctionnement à 1 500 tr/min

Rapport air/combustible 16

Consommation spécifique..............(g/kWh) 260

Coefficient de remplissage 0,86

Température d’admission du moteur... (oC) 50

Rendement du compresseur 0,60

Rendement de la turbine 0,85

Température à l’entrée de la turbine .... (oC) 650

Calcul de la turbine pour deux valeurs de la pme

pme.........................................................(bar) 10 14

Débit d’air...............................................(g/s) 36 51

Pression à la sortie du compresseur ..(hPa) 1 266 1 764

Rapport de compression 1,29 1,80

Puissance délivrée par la turbine.........(kW) 1,4 4,6

Rapport de détente 1,17 1,49

Débit total réduit (288 K/1 000 hPa) ....(g/s) 53 59 1,4

1,6

1,8

2

2,2

2,4

2,6

2,8

3

3,2

NT = 165 000 tr/min

145 00077%

70 %

65%

NT = 165 000 tr/min

145 000

125 000

77 %

75 %

70 %

65 %

Rap

po

rt d

e co

mp

ress

ion

πC

1 800 tr/minpme = 17 bar

4 400 tr/min120 kW

1 800 tr/minpme = 17 bar

4 400 tr/min120 kW


■ Calcul de la turbine à 1800 tr/min : on définit la caractéristiquede débit de la turbine permettant d’obtenir la puissance d’entraîne-ment du compresseur dans les conditions de fonctionnement sou-haitées en pleine charge moteur. Dans ce cas, on considère que toutle débit de gaz traverse la turbine (débit d’air + débit de combus-tible). Dans l’exemple correspondant au tableau 3, on a fait l’hypo-thèse d’une température de gaz (T4) égale à 700 oC (valeurcohérente par rapport à la valeur de A/C choisie). On a aussi faitl’hypothèse d’un rendement turbine-mécanique de 0,65 porté à 0,80grâce à un coefficient de récupération de l’énergie de bouffée desgaz d’échappement de 1,2. La valeur de capacité thermique mas-sique retenue (1,15 kJ/kg · K) est une valeur moyenne arbitraire (onpourrait être plus précis si l’on déterminait la valeur correspondantaux conditions de température et de rapport A/C utilisées). Le calculeffectué permet de définir les coordonnées du point représentatif du

fonctionnement de la turbine (point ➀) sur la figure 22. Après avoirchoisi une turbine ayant une caractéristique contenant ce point defonctionnement, on vérifie que l’hypothèse de rendement est accep-table et on précise éventuellement le calcul avec les nouvelles don-nées. (0)

Figure 21 – Caractéristiques du compresseur de l’exemple

0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,31

1,2

débit d'air réduit qC (kg/s)

105 000105 000

85 000

Tableau 5 – Turbine à géométrie variable

Vitesse moteur.................................................................................... (tr/min) 1 500 1 800 4 400

pme........................................................................................................... (bar) 14 17

Puissance ..................................................................................................(kW) 120

Conditions turbine

Puissance délivrée....................................................................................(kW) 4,59 5,75 17,24

Rendement turbine 0,55 0,60 0,50

Débit total gaz.......................................................................................... (g/s) 54 70 176

Débit gaz turbine ........................................................................................ (%) 100 100 100

Température entrée turbine (hypothèse) ................................................ (oC) 650 700 750

cp (gaz) (valeur moyenne) ............................................................ [J / (kg · K)] 1 150 1 150 1 150

Rapport de détente 1,88 1,68 2,07

Contrepression à la sortie de la turbine ................................................(hPa) 100 100 300

Pression à la sortie de la turbine............................................................(hPa) 1 100 1 100 1 300

Pression à l’entrée de la turbine ............................................................(hPa) 2 072 1 851 2 690

Débit total réduit (288 K/1 000 hPa) ...................................................... (g/s) 46,4 69,6 123,5


utile dans la turbine, de trouver un point de fonctionnement sur lacourbe caractéristique pour lequel la puissance délivrée par laturbine reste égale à celle demandée par le compresseur. Le calculdoit être fait par itérations successives. Dans cet exemple, pour undébit utile de 78 % du débit total (22 % perdu dans la wastegate), onobtient un point satisfaisant correspondant à un rapport de détenteégal à 2,05 (point ➂).

■ Fonctionnement à 1 500 tr/min : la turbine choisie dans cet

160

200

e g

az r

édu

it q

T (

g/s

)

4 400 tr/minpT = 100 %

2


■ Fonctionnement à 4 400 tr/min : le calcul est effectué commeprécédemment. Comme on le remarque dans le tableau 3, dans lecas où le débit de gaz dans la turbine est égal au débit total délivrépar le moteur (100 %), le point de fonctionnement obtenu (rapportde détente = 1,73 et débit réduit = 148 g/s : point ➁) est très éloignéde la courbe caractéristique de la turbine choisie précédemment. Ladérivation d’une partie des gaz turbine permet, en limitant le débit

exemple permet un fonctionnement au couple maximal à1 800 tr /min. Pour une vitesse de rotation du moteur inférieure àcette vitesse, il ne sera pas possible de maintenir le niveau de pme.On peut calculer par itérations successives suivant la mêmeméthode que celle utilisée précédemment quelles seront les perfor-mances obtenues. Dans les conditions retenues pour cet exemple,on voit (tableau 4) que la turbine choisie limite la performance dumoteur à une pme de 10 bar (correspond au point ➃). On peut aussiremarquer que, dans les conditions choisies l’obtention d’unepme > 14 bar à cette vitesse supposerait une réduction du débit deturbine de 25 % par rapport à la turbine choisie (ce qui augmenteraitconsidérablement le débit dérivé à 4 400 tr/min et corrélativementla pression des gaz d’échappement en sortie moteur) (point ➄).

■ Utilisation de la géométrie variable de turbine (tableau 5) : onsuppose que l’on dispose d’une turbine à géométrie variable ayant,pour les rapports de détente de l’ordre de 2 envisagés sur la courbepleine charge, un rendement de 0,65 à 3 000 tr/min et chutant à0,55 à 1 500 tr/min et de 0,50 à 4 400 tr/min (ce qui est une hypo-thèse plausible avec le matériel actuel). Dans ces conditions, on estcapable de fonctionner à 1 500 tr/min avec 14 bar de pme si lecompresseur n’est pas à la limite de pompage, et de fonctionner à lapuissance nominale avec une pression à l’entrée de la turbine plusbasse de 400 hPa que dans le cas du fonctionnement avec waste-gate. Ce gain de pression dans le collecteur d’échappement favorisela vidange du cylindre moteur et est très important pour la réductiondes contraintes thermiques du moteur.

■ Cet exemple permet de comprendre les différentes étapes du cal-cul de prédétermination d’un turbocompresseur. En pratique, si laconnaissance du moteur permet d’affiner les hypothèses retenues,la précision de calcul obtenue est tout à fait suffisante pour choisirles composants de la boucle de suralimentation.

Figure 22 – Points caractéristiques de fonctionnementdes turbines choisies

caractéristique turbine choisie ; débit de gaz 100 %

puissance turbine constante ; débit de gaz 78 % (wastegate)

1 1,4 1,8 2,2 2,60

40

80

120


Déb

it d

4 400 tr/minpT = 78 %1 800 tr/min

pT = 100 %

1 500 tr/min1 500 tr/min

5

1

3

4

Références bibliographiques

Dans les Techniques de l’Ingénieur,traité Génie mécanique[1] MÉRIGOUX (J.-M.). – Ventilateurs. Compres-

seurs. Notions fondamentales. Dimensionne-ment. BM 4 500 (1999).

[2] MÉRIGOUX (J.-M.). – Ventilateurs. Compres-seurs. Aspects technologiques. BM 4 501(1999).

[3] GRATADOUR (M.). – Applications de la sur-alimentation aux moteurs. B 2 630 (1991).

Ouvrages généraux[4] WATSON (N.) et JANOTA (M.S.). – Turbo char-

ging the internal combustion engine. Mac-Millan Press Ltd (1982).

[5] FOY (M.). – Techniques et applications de lasuralimentation par turbocompresseur. ETAI(1987).

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