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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
Christian Guilié novembre 2012
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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:
Christian Guilié novembre 2012
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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 La richesse est quasi-constante égale à 1 et la
variation de puissance est obtenue par variation variation de puissance est obtenue par variation
de la quantité de mélange introduite.
de la quantité de carburant introduite par tour.
η v ≈ 1 et 0,1 < R < 0,65
R ≈ 1 et 0,1 < η v < 1
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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
η v max i ≈ 1
Compressé
Turbocompressé
Turbo-compound
La turbine récupère
Le compresseur
La turbine récupère la
toute la puissance
consomme de la
puissance nécessaire au
disponible à
puissance =>puissance
compresseur
l’échappement.
Le
accrue mais
L’air d’admission peut
système
est
réservé
aux
consommation accrue
être refroidi par un
très
grosses
unités
« intercooler »
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 »
we,qe
Instant i
Instant i+1
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 : wei ,i +1 + qei ,i +1 = u i +1 − u i
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:
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T2  v1 
= 
T1  v 2 
γ −1
= (ρ )
γ −1
,
On a supposé que le gaz était idéal donc : u 2 − u1 = Cv(T2 − T1 ) et finalement :
we12 = u2 − u1 = CvT1 (
T2
γ −1
− 1) = CvT1 ((ρ ) − 1)
T1
- L’évolution 2,3 est une isochore, le premier principe s’écrit : qe23 = u 3 − u 2
p
T
On pose : qe23 = xqc et 3 = 3 = X
p 2 T2
qc est la chaleur de combustion, et x la partie de cette chaleur dégagée sur l’isochore. On
obtient alors :
xqc = CvT
1
(ρ )γ − 1 ( X
− 1)
-L’évolution 3,4 est isobare qe34 = h4 − h3
On pose qe34 = (1 − x)qc le reste de la chaleur de combustion et
v 4 T4
=
=Y
v3 T3
Donc finalement par le premier principe (voir rappels de thermo) :
qe34 = (1 − x)qc = CpT1 X (ρ )
γ −1
(Y − 1)
- L’évolution 4,5 est isentropique et le point 5 a le même volume que 1. Donc :
Y 
T5 = T4  
ρ
Le premier principe s’écrit :
γ −1
we45 = u 5 − u 4 = CvT4 (
et T4 = T1 XY (ρ )
γ −1
T5
γ −1
γ −1
− 1) = CvT1 XY ((Y ) − (ρ ) )
T4
- Travail et rendement :
Le travail indiqué théorique du cycle mixte est la somme des travaux sur chaque évolution :
with = we12 + we23 + we34 + we45 + we51
Le rendement théorique (thermodynamique ou thermique selon les publications) est :
− with
η th =
qc
{
with = −CvT1 (ρ )
η th = 1 −
γ −1
[X − 1 + γX (Y − 1)] + 1 − XY γ }
XY γ − 1
(ρ )γ −1 [X − 1 + γX (Y − 1)]
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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 :
η th = 1 −
1
ρ γ −1
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 cidessous.
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
T
rappelons que leur rendement est celui de Carnot : η th = 1 − F . Vu les températures atteintes dans
TC
les moteurs alternatifs, on devrait pouvoir espérer des rendements meilleurs que 45% : à
TC = 1500 K et pour TF = 300 K 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
qc = ∫ Tds = TC ∆s 0
A=D et B=C alors :
et
q F = ∫ Tds = −TF ∆s 0
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donc : η th =
T
− wi qc + q F TC − TF
=
=
= 1− F
qc
qc
TC
TC
On voit, par ailleurs, sur le schéma que la
valeur tracée de η th est égale à :
TC − TF
TC
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.
Christian Guilié novembre 2012
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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 :
Cv' = 19,52 + 0,004T J/moles°K
-Pour la vapeur d’eau :
Cv' = 19,52 + 5,28.10 −3 T + 4,9.10 −6 T 2 J/moles°K
-Et pour le gaz carbonique :
Cv' = 19,52 + 33.10 −3 T − 9,7.10 −6 T 2 J/moles°K
Pour obtenir Cp’ on utilise la relation de Mayer : Cp ' = Cv'+8,315 et la loi des mélanges de
gaz parfaits pour calculer les capacités du mélange des produits de combustion :
Cp' = ∑ X i Cp'i et Cv' = ∑ X i Cv'i M = ∑ X i M i
Où Xi est la teneur molaire du constituant i du mélange, et Miii est sa masse molaire. On
cherche ensuite les Cp et Cv massiques :
Cp '
Cv'
Cp =
et Cv =
M
M
Finalement, pour calculer les fonctions d’état, on doit intégrer les fonctions suivantes :
 v
dT
+ r ln
u − u 0 = ∫ CvdT , h − h0 = ∫ CpdT et s − s 0 = ∫ Cv
T
 v0
T0
T0
T0
T
T
T
 T
 p 
dT
 = ∫ Cp
− r ln 
T
 T0
 p0 
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:
s − s 0 = α ln T + β T + γT 2 + δ = 0
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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 :
wei ,i +1 + qei ,i +1 = u i +1 − u i
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
Christian Guilié novembre 2012
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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).
Christian Guilié novembre 2012
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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 « endgaz », 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
Christian Guilié novembre 2012
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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).
Carburant Essence de Sans
distillation plomb
RON
40
95-98
MON
85-88
GPL
97-99
Ethanol Méthanol MTBE Méthane
120
99
126
96
118
101
130
H2
60
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.
Christian Guilié novembre 2012
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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'està-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.
qmcPCI
qc =
qma + qmc
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
Christian Guilié novembre 2012
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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.
Christian Guilié novembre 2012
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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
Christian Guilié novembre 2012
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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?
Christian Guilié novembre 2012