Cours moteurs alternatifs - Accueil de l'Intranet IUT …intranet.iut-longwy.uhp-nancy.fr/cours_en_ligne/GUILIE-Christian... · 1 Christian Guilié novembre 2012 Cours moteurs alternatifs

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Christian Guilié novembre 2012

Cours moteurs alternatifs I Principe de fonctionnement Nous nous limiterons à l'étude du moteur 4 temps, le plus utilisé aujourd’hui. On appelle "temps" un demi-tour de vilebrequin. Chaque temps correspond à une phase particulière d'une période du moteur appelée "cycle", au sens mécanique du terme, qui est l’ensemble des opérations séparant deux passages à un état identique du moteur.

I-1 Schéma de principe du « cycle 4 temps »

Le cycle complet dure ici 2 tours = 4 demi-tours=> cycle à 4 temps I-2 Diagramme de distribution et d'allumage type 4 temps

Ce diagramme permet la représentation simple des angles

caractéristiques du moteur, et la durée des différentes phases du « cycle ».

Exemple : Pour le moteur Robin DY23D :

L’avance à l’ouverture de l’admission AOA=16° L’avance à l’ouverture de l’échappement AOE= 54° Le retard à la fermeture de l’échappement RFE= 14° Le retard à la fermeture de l’admission RFA= 54° L’avance à l’injection AI=23°

I-3 Diagramme de Watt

C'est le diagramme le plus

courant et le plus aisé à obtenir sur l'évolution des gaz à l'intérieur d’un moteur alternatif en fonctionnement. Il est obtenu grâce à un indicateur de Watt constitué d'un capteur de pression de la chambre et d'un capteur de position du piston (calculé en général d’après la lecture de l'angle du vilebrequin).

Il donne des renseignements précieux sur le comportement du moteur (réglage de distribution, allumage, combustion …).

L'aire intérieure du diagramme représente l'opposé du travail indiqué

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comme nous l’avons vu en rappel de thermodynamique. Le diagramme représenté ci-dessus est un diagramme de moteur 4temps à allumage

commandé. II Mesures au banc

Le banc d'essai moteur est l'outil indispensable du motoriste. Il sert à déterminer les

caractéristiques, les qualités et les défauts des moteurs prototypes, mais aussi à effectuer des essais de longévité, à tester ou à roder les moteurs en sortie de production. Pour ce qui concerne les prototypes, il permet de définir les améliorations à apporter et de quantifier les effets des modifications apportées. II-1 description d’un banc d’essai de moteur

Le frein est la pièce maîtresse du banc moteur. Il simule la charge appliquée par le récepteur.

II-2 courbes caractéristiques On peut, grâce à un banc, obtenir

les courbes caractéristiques qui intéressent en premier lieu l'utilisateur du moteur et sont données sur la revue technique. La représentation standard est celle donnée ci-contre:

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II-3 Différents types de freins Il existe essentiellement deux types de frein actuellement:

- Les freins hydrauliques - Les freins électriques

Les freins électriques sont principalement des freins à courant de Foucault, genre "ralentisseurs TELMA" comme celui de la figure ci-contre, mais il existe aussi des moteurs à courant continu qui présentent l’avantage de pouvoir démarrer le moteur ou de l’entraîner pour obtenir les pertes

mécaniques du moteur. Ils présentent l'avantage de pouvoir

être asservis, mais sont beaucoup plus chers (surtout lorsqu'ils sont asservis à cause du coût de l'électronique de puissance).

Les freins hydrauliques quant à eux sont rustiques, sûrs, très stables (surtout les freins à vanne ou diaphragme genre Froude). Par contre ils sont difficiles à asservir surtout si l'on cherche à obtenir des variations brutales de régime (simulation d'accélération, cycles routiers …).

III Dispositifs auxiliaires des moteurs alternatifs

Aujourd’hui la diversité des moteurs réside surtout dans les dispositifs auxiliaires et non

plus dans l’architecture mécanique du moteur. Les deux principaux types sont les moteurs Diesels et les moteurs à allumage commandé. Le cycle mécanique est toujours un « cycle 4 temps » mais l’alimentation en air et en carburant diffère totalement.

Le remplissage en air est maximum et la variation de puissance est obtenue par variation de la quantité de carburant introduite par tour.

1≈vη et 65,01,0 << R

La richesse est quasi-constante égale à 1 et la variation de puissance est obtenue par variation de la quantité de mélange introduite.

1≈R et 11,0 << vη

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Les moteurs à allumage commandé sont plus performants mais en général un peu plus gourmands que les moteurs diesels. Ceux-ci présentent l’avantage d’être moins difficiles sur la qualité du carburant mais surtout, ils bénéficient en Europe d’une fiscalité avantageuse (ce qui n’est pas le cas aux Etats-Unis où ils sont très rares). Les contraintes de pollution et la recherche de performances ont conduit à contrôler électroniquement l’injection et l’allumage. Nous reparlerons de ces techniques au paragraphe « combustion dans les moteurs ».

La suralimentation est un dispositif très en vogue aujourd’hui. Elle est justifiée par la

recherche de performance (augmentation du remplissage des moteurs diesels poussifs) mais aussi et surtout par la fiscalité automobile (plus faible cylindrée =>puissance fiscale plus faible). Plusieurs dispositifs existent:

Atmosphérique

1max ≈ivη

Compressé

Le compresseur consomme de la

puissance =>puissance accrue mais

consommation accrue

Turbocompressé La turbine récupère la

puissance nécessaire au compresseur

L’air d’admission peut être refroidi par un

« intercooler »

Turbo-compound

La turbine récupère toute la puissance

disponible à l’échappement. Le

système est réservé aux très grosses unités

IV Modélisation des moteurs alternatifs IV-1 Hypothèses Notre objectif, ici, est de calculer un rendement et un travail approchés dans le but d’estimer

les pertes thermodynamiques, en fonction des paramètres moteur: - le taux de compression ρ - la chaleur de réaction qc Pour cela, nous allons remplacer le moteur réel par un moteur théorique qui aurait les mêmes

caractéristiques géométriques, mais dans lequel les évolutions seraient sans pertes : - L'admission et l'échappement du moteur théorique s'effectuent sans pertes de charge.

- La compression et la détente sont adiabatiques et réversibles. - On remplacera la combustion par un échange de chaleur isochore (combustion rapide) puis

isobare (combustion lente). - D'autre part, le carburant est très dilué dans l'air donc les propriétés thermodynamiques des gaz frais et brûlés sont assez proches de celles de l'air (r=287J/kgK, γ= 1,3 à 1,4).

En reprenant le schéma de principe du paragraphe I-1, nous pouvons dessiner phase par

phase les évolutions dans un moteurs à 4 temps. Cela nous conduit au diagramme de Watt suivant :

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En traits plein, nous avons tracé le cycle théorique décrit plus haut et pointillés le cycle réel.

Avec les hypothèses ci-dessus, les

évolutions 5,6,7,1 ne fournissent pas de travail sur l'arbre. Elles sont ouvertes et adiabatiques. Nous négligerons la quantité des gaz brûlés résiduels au point 7. Durant la phase d’échappement, les gaz évoluent pour partie de manière isentropique (détente prolongée dans le moteur) et pour partie de manière irréversible au passage brutal de la soupape d’échappement (isenthalpe=>isotherme pour un GI). C’est ce que l’on a représenté sur les diagrammes de Clapeyron et entropique ci-dessous. L’étude de ces évolutions présente peu d’intérêt dans le cadre de ce cours. On a coutume de remplacer la phase réelle

d’échappement par une évolution fictive 5-1 représentée en pointillés. A l’instar de l’échappement 5-6-7 quelle remplace, cette évolution isochore d’induit pas de travail.

Le pseudo cycle 1-2-3-4-5-1 est appelé « cycle mixte » Seules les évolutions 1,2,3,4,5

reçoivent ou fournissent chaleur et travail sur l'arbre. Pendant celles-ci, les gaz moteurs occupent un espace clos. On isole ces gaz et on obtient un système fermé.

Le premier principe en système fermé s’écrit : iiiiii uuqewe −=+ +++ 11,1,

IV-2 Calcul du travail et du rendement d’un cycle mixte On reprendra le cours de rappels de thermodynamique de 2ième année au chapitre « gaz

parfaits » où le calcul de chaque évolution est explicité. - L’évolution 1,2 est une évolution adiabatique réversible donc qe=0, d’après le cours de

thermodynamique et si l’on appelle ρ le taux de compression volumique:

we,qe

Instant i Instant i+1

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( ) 1

1

2

1

1

2 −−

=

= γ

γ

ρv

v

T

T,

On a supposé que le gaz était idéal donc : )( 1212 TTCvuu −=− et finalement :

( ) )1()1( 11

1

211212 −=−=−= −γρCvT

T

TCvTuuwe

- L’évolution 2,3 est une isochore, le premier principe s’écrit : 2323 uuqe −=

On pose : xqcqe =23 et XT

T

p

p==

2

3

2

3

qc est la chaleur de combustion, et x la partie de cette chaleur dégagée sur l’isochore. On obtient alors :

( ) )1(11 −= − XCvTxqc γρ

-L’évolution 3,4 est isobare 3434 hhqe −=

On pose qcxqe )1(34 −= le reste de la chaleur de combustion et YT

T

v

v==

3

4

3

4

Donc finalement par le premier principe (voir rappels de thermo) :

( ) )1()1( 1134 −=−= − YXCpTqcxqe γρ

- L’évolution 4,5 est isentropique et le point 5 a le même volume que 1. Donc :

1

45

−

=γ

ρY

TT et ( ) 114

−= γρXYTT

Le premier principe s’écrit :

( ) ( ) )()1( 111

4

544545

−− −=−=−= γγ ρYXYCvTT

TCvTuuwe

- Travail et rendement : Le travail indiqué théorique du cycle mixte est la somme des travaux sur chaque évolution :

5145342312 wewewewewewith ++++=

Le rendement théorique (thermodynamique ou thermique selon les publications) est :

qc

withth

−=η

( ) [ ]{ }γγ γρ XYYXXCvTwith −+−+−−= − 1)1(111

( ) [ ])1(1

11

1 −+−−−= − YXX

XYth γρ

η γ

γ

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Ce résultat est difficilement exploitable manuellement. On préfère utiliser les résultats de

deux cycles plus simples : le cycle de Beau de Rochas (la combustion est totalement isochore) et le cycle dit « Diesel » (la combustion est totalement isobare) même s’il ne modélise pas du tout le fonctionnement des moteurs diesel actuels

IV-3 Beau de Rochas

La combustion pendant ce "cycle" est totalement isochore (combustion instantanée). Nous obtenons comme expression du rendement thermodynamique, une expression très simple :

1

11 −−= γρ

η th

Cette expression sert de référence pour les cycles des machines alternatives. Elle nous servira dans de nombreux TP et TD. Les températures atteintes au cours des cycles de ces machines sont très élevées. Le comportement des gaz est loin d’être idéal comme le montre le schéma ci-dessous. Pour en tenir compte, nous prendrons γ=1,3 au lieu de 1,4.

IV-4 Rendement du cycle mixte Nous avons tracé ci-dessous le rendement des cycles Beau de Rochas Y=1 et Diesel X=1. Le cycle mixte a, bien entendu, un rendement compris entre ces deux extrêmes.

Nous pouvons observer sur ces courbes que le rendement augmente dans tous les cas avec le taux de compression. Les motoristes sont bien sûr tentés de l'augmenter le plus possible. Au-delà des limitations purement mécaniques, nous verrons en cours de « combustion » que le phénomène de

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cliquetis limite très rapidement l’augmentation du taux de compression à des valeurs de l’ordre de 10 pour les moteurs à allumage commandé.

Comparaison des cycles Beau de Rochas et Diesel à taux de compression constant: une deuxième constatation est que ce rendement est bien plus faible lorsque la combustion est isobare (cycle « Diesel ») que lorsque la combustion est isochore. (Yq est un paramètre du cycle Diesel). Et finalement, il diminue très rapidement avec γ. Cela implique qu’il est vain de chercher à augmenter la température finale par adiabatisation du moteur ou un autre artifice car non perdrons alors une grande partie de l’avantage par diminution de γ.

V Amélioration des cycles pour moteurs alternatifs Le modèle précédent nous dit ce que l’on peut espérer au maximum transformer d’énergie calorifique en énergie mécanique en utilisant les moteurs alternatifs actuels : nous venons de voir que ce maximum théorique est de l’ordre de 45%.

Arrêtons-nous un instant sur cette affirmation : Les moteurs alternatifs utilisent des carburants, c'est-à-dire de l’énergie chimique pour « fabriquer » de l’énergie mécanique. Mais à propos, au sens de la thermodynamique, cette énergie chimique est elle une énergie « dégradée » comme la chaleur ou une énergie « noble » comme l’énergie mécanique. La thermodynamique démontre que les combustions sont susceptibles de transformer 99% de leur énergie en énergie mécanique.

La réponse est donc : l’énergie chimique est une énergie « presque noble » dans le cas des combustions. Le problème c’est que personne n’a encore inventé une machine capable de transformer directement un carburant en énergie noble (électrique ou mécanique), sauf la pile à combustible. Malheureusement, les rendements des piles à combustibles sont loin de ceux escomptés, les puissances massiques sont faibles et les carburants sont très particuliers (voir TP pile à combustible)… Il semble donc que l’on soit condamnés pour un certain temps encore à passer d’abord par la transformation en énergie thermique pour « fabriquer » de l’énergie noble, en l’occurrence mécanique. Les cycles à rendement maximum présentent une autre façon de voir les choses. Nous

rappelons que leur rendement est celui de Carnot :C

Fth T

T−= 1η . Vu les températures atteintes dans

les moteurs alternatifs, on devrait pouvoir espérer des rendements meilleurs que 45% : à KTC 1500= et pour KTF 300= le rendement maximum est de 80%. Le seul cycle à rendement

maximum que l’on ait essayé d’appliquer aux moteurs alternatif est le cycle de Stirling. Malheureusement, la combustion doit se faire à l’extérieur du moteur et à cause de problèmes de transfert thermique et de résistance des matériaux, la température « chaude » du cycle est bien plus faible que 1500K et la température « froide » bien plus élevée que 300K et les compressions sont loin d’être isothermes. Ce qui fait que le rendement est loin encore une fois de celui escompté. V-1 Cycle équivalent de Carnot. C’est une méthode très pratique pour discuter du rendement des cycles. Elle consiste à trouver un cycle de Carnot qui possède le même rendement que le cycle que l’on étudie. Sur le schéma ci-dessous, on reconnaît le diagramme T,s du cycle mixte1,2,3,4,5,1 que l’on a tracé au paragraphe IV-1. Méthode :

Pour trouver le cycle équivalent de Carnot et par suite le rendement de notre cycle, il suffit de chercher les températures TF et TC telle que les aires A=D et B=C. Le cycle I,II,III,IV est le cycle

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cherché. Son rendement est obtenu en traçant une échelle graduée linéairement de 0 à 100% entre TC et 0°K et de lire en face TF.

Démonstration :

En effet si A=D et B=C alors :

∫ ∆==234

0sTTdsqc C et ∫ ∆−==15

0sTTdsq FF

donc : C

F

C

FCFth T

T

T

TT

qc

qqc

qc

wi −=−

=+

=−= 1η

On voit, par ailleurs, sur le schéma que la

valeur tracée dethη est égale à :

C

FC

T

TT −

V-2 Amélioration des cycles pour moteurs alternatifs Pour augmenter le rendement du cycle mixte, il suffit d’augmenter le rendement de celui du cycle équivalent de Carnot en augmentant TC ou en diminuant TF. Pour augmenter TC, TF restant fixe, on peut augmenter T2 en augmentant le taux de compression ou rendre la combustion isochore : on retrouve les résultats démontrés au paragraphe précédent. Mais comme nous l’avons déjà dit, nous sommes limités par le cliquetis. D’autre part l’augmentation de TC augmente les pertes de chaleur aux parois et diminue γ. Ce genre de démarche est donc peu profitable. Par ailleurs, par le petit calcul précédent, on a montré que TC était suffisant (rendement escompté de 80% pour TC =1500K). Mais nous voyons sur le schéma précédent que TF est loin d’être de 300K : la température ambiante. Il est donc beaucoup plus judicieux de chercher à diminuer TF .La limite inférieur de TF est bien sûr la température ambiante. La solution serait de comprimer l’air avant l’admission de manière isotherme, mais, comme nous l’avons dit en cours de thermodynamique, cette sorte de compression est rigoureusement impossible. Néanmoins, on peut obtenir une bonne approximation avec une compression multi étagée refroidie. Le schéma ci-contre montre un exemple avec une compression bi étagée refroidie. La température TF est l’ancienne température froide du cycle et T’F la nouvelle. ∆T est le pincement des « intercoolers »

Evidemment l’échappement du

moteur alternatif se fait au point 5. Donc, il faut détendre dans une turbine de 5 à 5’ en récupérant du travail sur l’arbre du moteur car on voit bien en comparant la Σ∆T des deux compressions à ∆T 55’ que le travail de détente 5-5’ est très supérieur au travail des deux compressions entre a à 1.

D’autre part, un réducteur est

nécessaire vu la différence de vitesse de la turbine 100000tr/mn et celle de l’arbre moteur 3000tr/mn.

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Le deuxième avantage de ce procédé est de gaver le moteur, et ainsi de permettre une augmentation substantielle de la puissance à cylindrée constante donc des performances plus importantes. Néanmoins la complexité de l’installation (deux compresseurs centrifuges, deux intercoolers, une turbine à fort taux de détente réductée) limite actuellement son application à de grosses installations. Citons comme application approchante (sans intercoolers) le turbo-compound utilisé sur les derniers gros moteurs à pistons (Napier-Nomad) des avions de ligne d’après guerre.

VI Gaz réel Comme nous l’avons déjà dit, vu les fortes températures atteintes par l’air au cours d’un cycle de moteur alternatif, son comportement est loin d’être celui d’un gaz idéal. Une première approche est celle du gaz parfait non idéal. VI-1 Gaz parfait non idéal On développe les capacités calorifiques molaires Cv’ des différents constituants du mélange en polynômes :

- Pour les gaz diatomiques (O2,N2,CO…), on prend :

TCv 004,052,19' += J/moles°K -Pour la vapeur d’eau :

263 10.9,410.28,552,19' TTCv −− ++= J/moles°K -Et pour le gaz carbonique :

263 10.7,910.3352,19' TTCv −− −+= J/moles°K Pour obtenir Cp’ on utilise la relation de Mayer : 315,8'' += CvCp et la loi des mélanges de

gaz parfaits pour calculer les capacités du mélange des produits de combustion :

∑= iiCpXCp '' et ∑= iiCvXCv '' ∑= ii MXM

Où Xi est la teneur molaire du constituant i du mélange, et M iii est sa masse molaire. On

cherche ensuite les Cp et Cv massiques :

M

CpCp

'= et M

CvCv

'=

Finalement, pour calculer les fonctions d’état, on doit intégrer les fonctions suivantes :

∫=−T

T

CvdTuu0

0 , ∫=−T

T

CpdThh0

0 et

−=

+=− ∫∫

0000

0 lnlnp

pr

T

dTCp

v

vr

T

dTCvss

T

T

T

T

Ces fonctions s’intègrent facilement, mais on se rend rapidement compte qu’un traitement

manuel devient très laborieux. Les fonctions d’état ne sont plus simples et l’inversion analytique de ces fonctions est souvent impossible. Il s’agit par exemple d’extraire la racine d’une équation du genre ci-dessous pour déterminer la température finale de compression ou de détente:

0ln 2

0 =+++=− δγβα TTTss

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VI-2 Diagramme s,ln(v) Un moyen beaucoup plus simple de traiter le problème consiste à utiliser le diagramme s,lnv qui permet de tenir compte de la déviation des gaz par rapport à l’idéalité. Le tracé est très simple : les isentropiques sont des droites verticales. Les isochores des droites horizontales. Sur l’exemple, on trace un cycle mixte de taux de compression ρ=10.

Avec les conditions de pression et

de température du point 1, on peut déterminer son volume. Connaissant le taux de compression, on peut aisément déterminer le volume de fin de compression 2.

Pour le point 3, on connaît la

chaleur de combustion isochore donc ∆u la connaissance de 2 nous donne donc u3

donc le point 3. On indique sur le diagramme le tracé de l’énergie interne et de l’enthalpie. On fait de même pour le point 4 mais cette fois l’évolution est isobare. Le point 5 est à un volume identique à celui du point 1.

La détermination des travaux se

fait par application du premier principe :

iiiiii uuqewe −=+ +++ 11,1,

Il suffit de rechercher sur le

diagramme la valeur des énergies internes.

V Combustion dans les moteurs alternatifs Le paragraphe suivant se réfère au cours de combustion

V-1 Moteurs à Allumage Commandé (MAC)

1°) Allumage et propagation

L’ignition dans les MAC est obtenue par une étincelle électrique entre les deux électrodes de la « bougie ». Aujourd’hui cette étincelle est produite électroniquement par soit une décharge capacitive (q=1/2 CU2) ou par l’ouverture d’un circuit inductif (Bobine : q=1/2LI2). La décharge capacitive est plus efficace. Sur la figure suivante, on peut voir que la propagation de la déflagration dans le MAC dure une fraction importante du cycle (la combustion n’est d’ailleurs souvent pas terminée à l’ouverture de la soupape d’échappement). Il faut donc déclencher l’étincelle longtemps avant le point mort haut (25 à 40° mesurés sur le vilebrequin). Cette avance à l’allumage est soit fixe sur certains

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moteurs (groupes électrogènes, moteurs d’avions...), soit variable et calculée à partir des données de pression, température, vitesse de rotation… par un calculateur (allumage cartographique automobile). Le schéma ci-dessous montre la propagation de la déflagration homogène turbulente normale dans un moteur à allumage commandé.

Ce schéma explique pourquoi la composition des produits de combustion est sensiblement différente de celle calculée au § II-3 1ère partie du cours de combustion, comme nous le constatons sur la figure ci-dessous :

- Le refroidissement rapide des gaz brulés provoque, comme nous l’avons vu au §II-1 de cette 2ème partie du cours de combustion, leur « trempe » d’où la présence de NO et CO même en mélange pauvre. - Les hydrocarbures imbrûlés CH proviennent de l’inhibition de la combustion près des parois.

La richesse est bien-sûr un facteur important du fonctionnement des MAC. Elle influe aussi

fortement sur le couple et la consommation : - Couple maxi en mélange riche (λ=0.85), - Consommation minimum en mélange pauvre (λ=1.1).

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La richesse choisie pour les MAC actuels est de 1 exactement pour protéger le pot d’échappement catalytique qui est placé très près du moteur. Pour des questions d’efficacité en cycle urbain, il doit être très chaud et très rapidement pour être opérationnel le plus rapidement possible. Cette richesse est obtenue grâce à l’utilisation de sonde λ (voir cours combustion §I-4 2°). Le fonctionnement des moteurs actuels est donc un moyen terme entre puissance et consommation. 2°) Combustion anormale des MAC Lors de la combustion, les gaz frais sont portés à des températures très supérieures aux limites d’auto-inflammation à cause de la dilatation des gaz brulés et aux échanges thermiques avec ceux-ci et avec les parois. Si le délai d’auto-inflammation est dépassé avant que tous les gaz frais ne

soient brulés, le reste de ces gaz, appelés « end-gaz », s’enflamme en bloc. Cela provoque un accroissement soudain de leur température donc de leur volume et de leur pression, générant une onde de choc. En se réfléchissant sur les parois, cette onde engendre des vibrations (5kHz). Ces vibrations sont à l’origine d’un bruit caractéristique appelé « cliquetis ». Le phénomène, outre le bruit désagréable qu’il engendre, peut entrainer la détérioration des pièces mécaniques. Il augmente les transferts thermiques avec les parois (réduction du rendement et détérioration des pièces) et la production de polluants.

Il se produit à forte charge et à bas régime à cause du faible délai d’auto-inflammation (hautes

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pressions) et de la diminution de la vitesse apparente de propagation due à la diminution des mouvements des gaz frais. Les causes principales du cliquetis sont donc : - Un taux de compression ou une avance trop grande provoquant une pression maximum trop importante donc une diminution du délai (cours de combustion §II-1 2°). Le cliquetis, par ce fait, limite le rendement du moteur car ces deux facteurs l’augmentent. - Un carburant dont le délai d’auto-inflammation est trop court (indice d’octane trop faible : voir § suivant) - La température excessive (extérieure ou des parois) peut aussi être un facteur aggravant car les limites d’auto-inflammation seront dépassées plus tôt entrainant l’explosion anticipée de l’ « end-gaz ». - Une richesse trop faible provoque l’accroissement de la température des parois et la diminution du délai d’auto-inflammation. - L’architecture du moteur enfin joue, elle aussi, un rôle important : on doit chercher à augmenter la turbulence (forme de la chambre de combustion ou des tubulures d’admission) 3°) Indice d’octane L’indice d’octane caractérise la résistance au cliquetis d’un carburant. Au début des années 1930, la recherche de l’augmentation de la puissance des moteurs d’avions, en particulier grâce aux compresseurs volumétriques, c’est trouvée limitée par ce phénomène de cliquetis. Il est apparu indispensable alors de mettre en place une méthode de caractérisation de la résistance au cliquetis des carburants afin de les comparer entre eux et de trouver des améliorations. La méthode est toujours utilisée aujourd’hui.

On compare la résistance au cliquetis du carburant d’essai avec un carburant de référence constitué d’un mélange d’isooctane (délai d’auto inflammation très long) et d’heptane (délai d’auto inflammation très court) dans un moteur à taux de compression variable CFR (Cooperative Fuel Research). Durant l’essai du carburant, on déclenche le cliquetis par augmentation du taux de compression. L’indice d’octane du carburant sera le pourcentage d’isooctane du carburant de référence cliquetant pour le même taux de compression (indice RON : Research Octane Number). Pour l’indice MON (Motor Octane Number), référence actuelle car il représente mieux le phénomène dans les moteurs d’automobiles, le cliquetis est déclenché par augmentation de l’avance à l’allumage. Certains carburants ont une plus grande résistance au cliquetis que l’isooctane, on leur affecte un indice par extrapolation (voir tableau ci-dessous).

Pour augmenter l’indice d’octane des essences de distillation, on ajoutait des dopants tels

que le plomb tétraéthyle (Pb(C2H5)4) qui en très faible quantité (1/1000) augmente l’indice d’octane. Mais le plomb est un inhibiteur tandis que le platine est un catalyseur. Les dépôts du plomb sur les cellules microporeuses des pots d’échappement catalytiques des automobiles recouverts de platine annihilent son effet (voir cours combustion §II-1 1°). De plus le plomb est responsable du saturnisme. Ce dopant n’est utilisé aujourd’hui que pour les moteurs d’avions.

Carburant Essence de distillation

Sans plomb

GPL Ethanol Méthanol MTBE Méthane H2

RON 40 95-98 97-99 120 126 118 130 60 MON 85-88 99 96 101

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Pour l’automobile, on utilise dans les MAC des essences sans plomb. Le plomb ayant, par

ailleurs, un effet lubrifiant, l’absence de plomb dans les essences actuelles cause, sur certains moteurs anciens, une usure prématurée des sièges de soupape (récession).

La nécessité à la fin des années 90 de supprimer le plomb des essences a conduit les

pétroliers à améliorer leurs procédés de fabrication de manière à conserver un bon rendement de production. L’essence est un mélange de très nombreux hydrocarbures (paraffines ou alcanes, naphtènes ou cyclanes, oléfines ou alcènes, aromatiques… de C3 à C9). L’amélioration des procédés consiste à favoriser la production de composés à forts indices d’octane au détriment des autres en :

- améliorant des procédés de séparation (distillation : réduction des largeurs des coupes) - utilisant des nouveaux procédés de transformation et de purification avec création de nouvelles molécules (craquage catalytique, reformage, isomérisation, estérification…)

4°) Adaptation de carburants de substitution au MAC (H2, C2H5OH …) Les carburants de substitution pour MAC peuvent être gazeux (hydrogène, gaz de méthanisation : biogaz) ou liquides (alcools ou dérivés). Les carburants gazeux demandent une refonte complète du système d’alimentation : réservoirs, injecteurs, capteurs, électronique…Les liquides engendrent beaucoup moins de modifications. Leurs différences avec les essences de pétrole sont de quatre ordres : - Le pouvoir comburivore des alcools (méthanol Ma=6,45 ; éthanol=8,93 ; MTBE=11,7) est très différent de celui des essences de pétrole (Ma=15). Cela engendre la nécessité d’adapter les injecteurs et l’électronique à ces carburants d’une part et une consommation volumique plus importante. - Leur PCI est en général plus faible, la conclusion est identique que précédemment c'est-à-dire que l’on consommera plus de carburant de substitution. Mais ce qui importe surtout c’est la puissance du moteur à cylindrée constante c'est-à-dire la valeur de qc la chaleur massique du carburant à la stœchiométrie.

qmcqma

qmcPCIqc

+=

Cette valeur est quasiment identique pour tous les carburants. - Leur indice d’octane est bien meilleur que celui des produits pétroliers (voir tableau précédent). Cela permet des taux de compression plus élevés donc un rendement meilleur et une réduction des émissions de CO2. V-2 Combustion dans les Moteurs Diesels (MD)

Dans le moteur Diesel le carburant s’auto-enflamme dans l’air porté à haute température par la compression. Le laps de temps entre l’injection du carburant et l’auto-inflammation est dû, bien sûr, au délai chimique que nous avons vu précédemment (auto inflammation) mais aussi à des délais mécaniques de fractionnement et d’évaporation. Durant ces délais le carburant s’accumule dans la chambre de combustion et va brûler très rapidement (phase de combustion vive) au moment de l’auto-inflammation, causant une élévation brutale de la pression et le cognement caractéristique

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des moteurs diesel. A cette phase va succéder une phase de combustion lente dont la vitesse est gérée par l’injection. Le schéma ci-dessous explique cette phase :

Le déroulement du trajet d’une particule est le suivant :

Dans un premier temps la goulette pénètre dans le foyer et grâce à la vitesse donnée par

l’injecteur, elle se fragmente en plus petites gouttes (pulvérisation) d’autant plus petites que la vitesse est grande (pression d’injection). Puis elle dévolatilise (évaporation des fractions légères) et après le délai d’autoinflamation, elle s’enflamme spontanément. Commence alors la phase de combustion diphasique proprement dite (voir cours combustion 2ème partie). Lorsque les fractions légères ont toutes été expulsées de la particule, il ne reste plus qu’un grain de carbone poreux. Le front de flamme atteint la surface du grain et pénètre à l’intérieur. La diffusion de l’oxygène est alors beaucoup ralentie. Si la richesse globale de la combustion est trop grande (>0,65) il ne reste pas suffisamment d’oxygène pour brûler complètement et rapidement le grain de carbone et l’on retrouve de la suie à l’échappement.

On comprend aisément qu’il faut injecter le carburant avant le PMH. C’est ce que l’on appelle l’avance à l’injection (de l’ordre de 40° vilebrequin). Pour éviter le cognement, le délai d’auto-inflammation du carburant doit être, contrairement aux MAC, le plus court possible. Les carburants pour moteur diesel ont donc des caractéristiques recherchées inverses de ceux des MAC. L’indice de cétane est une échelle comparable à l’indice d’octane des MAC mais inverse : Dans un moteur CFR tournant à 900tr/mn, on mesure le délai d’allumage du carburant d’essai que l’on compare à celui d’un mélange de cétane (délai très court) et d’alphaméthylnaphtalène (délai très long). La législation impose un indice minimum de 50 qui correspond à un délai de 2 ,41ms ou 13° au vilebrequin à 900tr/mn.

Le bruit généré par ce cognement à longuement obligé les constructeurs à adopter, pour les

petits moteurs diesel d’automobile, des chambres de combustion séparée dites « chambres Ricardo ». Cette configuration a l’inconvénient d’augmenter les pertes thermiques aux parois donc de diminuer le rendement.

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L’injection électronique (injection en deux fois) à haute pression (1000bars=> fractionnement fin => diminution des délais) a permis de fabriquer des petits diesel à injection directe silencieux (moteurs HDI). V-3 Sources de pollution, limitations règlementaires et réductions des polluants Pour réduire les émissions des moteurs voués au transport, les constructeurs ont recours aux pots catalytiques. Sans rentrer dans les détails, un catalyseur est un metal (en général platine ou palladium donc très onéreux…) favorisant les réactions chimiques à basse température. Comme nous le verrons, il se crée à haute température dans nos moteurs des espèces chimiques indésirables qui ne peuvent pas se recombiner aux (relativement) basses températures d’échappement. Les catalyseurs permettent ces recombinaisons (de CO en CO2 de NO en N2 et O2...). Il faut par contre une surface de contact très importante entre le gaz et le catalyseur. Un pot catalytique est donc constitué d’une céramique micro poreuse dont les pores sont recouverts du métal catalyseur pour permettre de loger, dans des dimensions raisonnables, les surfaces d’échanges nécessaires. - Les imbrûlés solides Sous forme de fumées noires donnant des suies, la présence d’imbrûlés solides révèle un problème de dosage du mélange dans les moteurs à essence (R>1), de surinjection ou d’encrassage des injecteurs pour les Diesel. Elles proviennent du craquage du combustible en phase gazeuse. Elles sont cancérigènes. Il est très difficile de descendre en dessous de 0,08g/km (verrou technologique actuel) sauf en utilisant un filtre à particules. Les normes aujourd’hui imposent 0,05g/km ! Sans rentrer dans les détails, il faut se rendre compte qu’il est impossible de stocker les particules émises. Le filtre doit donc être régénéré. Ainsi, ce « filtre à particule » est un véritable réacteur chimique qui brûle à basse température, en présence d’un catalyseur évidemment, les particules filtrées. - Oxydes de soufre . Le soufre se retrouve surtout dans le gasoil. Les oxydes de soufre sont très dommageables à la santé et à l’environnement (irritant au-delà de 1ppm et responsables des pluies acides). Les pétroliers sont tenus aujourd’hui à désulfurer leurs fuels. Mais cette désulfuration est insuffisante pour les moteurs Diesel modernes utilisant des pots catalytiques d’oxydation. Le soufre est préjudiciable à l’activité du catalyseur, il augmente la température d’amorçage même pour des teneurs inférieures à 0,05% de soufre dans le gasoil qui est la limite légale. - Oxydes d’azote

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Le composé le plus dangereux est le NO2 qui est soit directement produit par la machine mais surtout convertit dans l’atmosphère à partir du NO (présent très majoritairement à l’émission) puis reconvertit en N2O4. Reconnaissable à sa couleur (gaz roux), irritant les muqueuses à partir de 13ppm, il provoque un œdème au poumon à partir de 40ppm. Responsable d’asthme, de pluies acides déforestation et de smog (réduction de la visibilité dans les agglomérations). Sa formation est due aux hautes températures atteintes dans les moteurs et à l’excès d’air. Le Diesel en émet donc beaucoup plus que le moteur à essence. Il est en lien direct avec la recherche de rendement (mélanges hyperpauvres) pour les moteurs à essence. La législation européenne actuelle limite les émissions de NO à 0,08g/km pour les véhicules légers à essence et à 0,25g/km pour les Diesels. Ces taux sont inaccessibles sans catalyseurs. - Oxydes de carbone On a parlé plus haut du gaz carbonique CO2 et de son lien direct avec la consommation de combustibles carbonés. Il est responsable en grande partie du réchauffement climatique, mais le seul moyen de le réduire est de moins consommer !

Le monoxyde de carbone CO est le produit type de la combustion incomplète. C’est un gaz

très toxique à partir de 0,1%. Il est la cause fréquente d’accidents mortels (300 à 400 décès/an en France) dus à la mauvaise combustion d’appareils de chauffage et il peut provoquer des malaises persistants pour des personnes fréquemment exposées (citadins). Les normes européennes limitent à 1g/km l’émission pour les véhicules légers à essence et à 0,5g/km pour les Diesel. Il est beaucoup plus difficile à éliminer pour les moteurs à essence du fait de la richesse importante inhérente au fonctionnement de ces moteurs. Il nécessite l’utilisation de catalyseurs d’oxydation.

Remarque : La pollution sur laquelle on peut agir (particules, CO, NO) par catalyse n’est

gênante qu’en utilisation en zone de forte densité de population (ville, côte d’azur, région parisienne…). Ne serait-il pas plus simple d’interdire l’utilisation des véhicules à moteur thermique dans ces zones plutôt que de rouler avec de véritables « usines à gaz » et de subir la législation et donc l’administration qui va avec?

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