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WO2009118471A1 - Moteur a combustion interne a suralimentation pulsee - Google Patents

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WO2009118471A1
WO2009118471A1 PCT/FR2009/000193 FR2009000193W WO2009118471A1 WO 2009118471 A1 WO2009118471 A1 WO 2009118471A1 FR 2009000193 W FR2009000193 W FR 2009000193W WO 2009118471 A1 WO2009118471 A1 WO 2009118471A1
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WO
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turbine
motor according
chamber
engine
nozzle
Prior art date
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Application number
PCT/FR2009/000193
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English (en)
Inventor
Jean-Frédéric MELCHIOR
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Original Assignee
Individual
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Publication date
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to a supercharged reciprocating internal combustion engine, particularly of diesel type for motor vehicles and utilities as well as for all industrial applications.
  • a supercharged AC engine comprises at least one turbine powered directly by the engine exhaust gas and rotating a compressor supplying the engine with pressurized air.
  • Two-stage turbocompression units are known in which a high pressure turbine is fed by the engine exhaust gas and fed to a low pressure turbine which rotates a low pressure compressor whose output is connected by a refrigerant. of air, at the inlet of a high pressure compressor which is rotated by the high pressure turbine and which supplies air at a relatively high pressure to an intake manifold of the engine.
  • the turbines of these supercharging units should ideally be powered by gas flows as uniform as possible. However, they are fed by hot flush gases that are emitted during engine cylinder oil changes and whose maximum pressure and temperature generators at the opening of the exhaust valves and then decrease during the emptying of each cylinder.
  • the turbines therefore receive pulsed flows of hot gases having pulsation frequencies that depend on the number of cylinders connected to the same turbine as well as the rotational speed of the engine.
  • the duration of a puff in terms of rotation angle of the crankshaft depends on the opening diagram of the exhaust orifices, and depending on the case, the different puffs may be disjoint, contiguous or partially superimposed.
  • these flushes are contiguous, which makes it possible to avoid the reintroduction of exhaust gases from one cylinder into another cylinder, as well as the power supply failures of the turbines.
  • the pressure pulsations of the exhaust gas fed to the turbines and the section variations of the turbine feed means have the overall effect of generating significant aerodynamic losses at the inlets and outlets of the turbine rotors and of reducing very disadvantageously the powers that these turbines are able to deliver.
  • the aerodynamic efficiency of the turbine is penalized by the large cyclic variations in the incidence of the flow of exhaust gas passing through the vanes of the turbine and by the formation of vortices at the outlet of the rotor, due to the fact that that the inertia of the rotor imposes a substantially constant rotational speed while the expansion ratio of the turbine has significant periodic variations.
  • the present invention is intended in particular to avoid these drawbacks of the prior art and significantly increase the power provided by the turbines of the supercharging units of the internal combustion engines without creating a strong back pressure downstream of the engine.
  • the invention proposes an internal combustion engine comprising groups of cylinders whose escape phases do not interfere with each other and whose exhaust ports are connected to an individual collector, itself connected to a common annular chamber by a relaxing nozzle that is oriented perpendicular to the axis of the chamber and which opens tangentially to the peripheral wall of the chamber, characterized in that the annular chamber comprises an annular channel which directly feeds a coaxial turbine rotor to the chamber and rotating a compressor engine air supply.
  • the annular feed chamber replaces the feed volute equipping generally known turbines and aims to stabilize the flow entering the rotor of the turbine.
  • the exhaust gases which are injected into this chamber by the expansion nozzle are accelerated by passing through this nozzle and circulate in a continuous loop in the annular chamber.
  • the volume thereof is determined to be sufficient to dampen the pressure pulsations of the exhaust gas and to uniformize by mixing the tangential velocity of the gases flowing in the chamber.
  • the volume of the annular chamber is between one and two times the unit cubic capacity of the engine.
  • This annular chamber is connected by an annular channel to the inlet of the rotor of the turbine.
  • this annular channel is at an axial end of the annular chamber and surrounds the rotor of the turbine.
  • the flow of gas that rotates in the annular chamber can be introduced with a substantially stationary tangential velocity and close to the peripheral speed of the turbine in the space in which the rotor of the turbine rotates.
  • the total pressure of this rotating gas flow is intermediate between the maximum pressure and the minimum pressure of the engine exhaust gas puffs.
  • the turbine comprises a smooth axial radial diffuser with axial inlet and annular outlet, the axial inlet of the diffuser being connected directly to an axial outlet of the turbine.
  • This radial diffuser thus placed makes it possible to recover the kinetic energy of the gas vortex which remains at the outlet of the rotor and to recompress the gas flow up to the pressure imposed by the downstream flow.
  • the aforementioned chamber surrounds an axial outlet of the turbine, connected to said annular radial diffuser.
  • the annular chamber may be equipped with several expansion nozzles which are intended to be fed each by a group of cylinders of the engine, the cylinders of the same group having exhaust phases which do not do not overlap.
  • Means are provided for adjusting the neck section of the nozzle or each expansion nozzle of the annular chamber, these adjustment means comprising for example a pivoting flap or a conical shutter axially displaceable in a convergent channel.
  • the settings of the neck sections of the nozzles are simultaneous and identical for the different nozzles of the annular chamber.
  • the annular chamber is equipped with an additional feed nozzle which is connected to the output of the compressor of the supercharging unit and which comprises means for adjusting its section between a maximum value and a maximum null value.
  • This nozzle designed to avoid pumping the compressor when the section of the other nozzles is reduced too much, receives a variable fraction of the output flow of the compressor.
  • the means for adjusting the neck sections of the nozzles of the annular chamber can be controlled by a system, engine control according to the engine speed, or by a camshaft driven by the engine.
  • the neck section of the nozzles may be constant during a rotation of the drive shaft, or may vary periodically at the frequency of the exhaust gas puffs of the group of cylinders associated with each nozzle.
  • This characteristic is applicable in particular to diesel engines with a high rate of recycling of exhaust gases, in which the or each exhaust manifold is connected to an intake manifold by a recycling duct equipped with a shutter which closes at the opening of the exhaust valves of each cylinder connected to this exhaust manifold and which opens after about 60 ° rotation of the motor shaft.
  • the average total pressure of the hot gases that feed the turbines can reach twice the total pressure of the air at the compressor outlet and develop excess mechanical power in a turbine mechanically connected to the drive shaft.
  • the neck section of the nozzles is maximum when the shutter is closed and is minimal when it is open, the average value of the neck section of the nozzles being adjustable by changing the the position of the shaft of a rocker arm actuated by the camshaft driven by the engine.
  • the supercharging unit according to the invention may comprise two stages of turbocompression, and in this case, only the high pressure turbine is of the type described above.
  • the low pressure turbine of this group is supplied with a substantially constant pressure by the annular radial diffuser mounted at the outlet of the high pressure turbine.
  • means for treating the exhaust gases for example catalytic oxidation means and a particulate filter, can be mounted between the radial annular diffuser and the low pressure turbine and supplied directly by the radial annular diffuser. gas temperature at the outlet of the high pressure turbine being more favorable to catalysis, and a pressurized particle filter creating less pressure drop at the maximum flow rate.
  • FIG. 1 is a diagrammatic view in axial section of a radial annular diffuser mounted at the outlet of a turbine of a supercharging unit according to the invention
  • FIG. 2 is a schematic axial sectional view of an alternative embodiment
  • FIG. 3 is a diagrammatic cross-sectional view along line IM-III of FIG. 2;
  • FIG. 4 is a view similar to FIG. 3 and illustrates another variant embodiment
  • - Figure 5 is a partial schematic sectional view along the line V-V of Figure 4;
  • FIG. 6 is a view similar to FIG. 4 and illustrates another variant embodiment
  • FIG. 7 is a view similar to Figure 6 and illustrates yet another embodiment of the invention.
  • FIG. 8 is a schematic view of an internal combustion engine according to the invention.
  • reference numeral 10 designates a housing in which is formed a volute 12 for supplying a chamber in which rotates a wheel 14 of centripetal turbine connected by a shaft 16 to a wheel 18 centrifugal compressor housed in a housing 20 integral with the casing 10 of the turbine.
  • Guide vanes 22 with adjustable incidence are mounted inside the housing 10 in an annular channel connecting the supply volute 12 to the turbine wheel 14.
  • the end of the casing 10 opposite the compressor comprises a discharge duct of the rotor consisting of an axial-radial annular bend 26 followed by a radial diffuser-shaped passage 30, itself followed by a radial-axial annular bend 32 outlet, which may carry means 36 for fixing the diffuser in the housing 10.
  • the radial passage 30 is defined by two flat faces perpendicular to the axis of rotation and whose spacing is chosen to optimize the diffusion of vortices from the rotor.
  • the outlet 32 of the diffuser 30 feeds means 34 for treating exhaust gas by catalysis.
  • the smooth radial diffuser 30 (without straightening vanes) makes it possible to recover the kinetic energy of the counter-rotating vortices at the outlet of the wheel 14, and that of the co-rotating vortices.
  • the radial diffuser 30 is situated immediately at the outlet of the rotor 14.
  • the centripetal turbine represented in FIG. 1 is of a conventional type with a rectifier 22 of variable geometry.
  • the turbine may be of the type shown in FIG. 2, in which the outlet of the turbine is connected by an axial cylindrical channel 40 to the inlet of the annular radial diffuser 30.
  • the annular radial diffuser 30 supplies catalytic oxidation means 34 (followed by a particulate filter 96 in the case of a diesel engine).
  • An annular chamber 42 with a constant meridian section 1 is formed in the casing 10 around the axial channel 40 and communicates with the turbine wheel 14 through.
  • the annular chamber 42 may have any meridian section but constant, for example rectangular as shown in Figure 2, and is powered by at least one expansion nozzle 46 opening into the chamber
  • the volume of the chamber 42 is determined so that the static pressure is weakly pulsed and to generate a substantially permanent flow in the annular channel 44 and the turbine wheel 14.
  • the volume of the chamber 42 is between one and two times the unit cubic capacity of the internal combustion engine equipped with the supercharging unit according to the invention.
  • the pulsed flow of gas leaving the nozzle 46 forms a gas ring 48 in rapid rotation in the chamber 42, around the channel 40.
  • the average tangential velocity of the gas ring 48 results from the mixing of fast and slow gas flows that are followed at high frequency at the outlet of the nozzle 46.
  • Means are provided for adjusting the gas passage section in the nozzle 46.
  • the adjustment means comprise a pivoting flap 50 mounted at the outlet of the nozzle and hinged at one end around the nozzle. an axis 52 carried by the housing 10, this axis 52 being parallel to the axis of rotation of the turbine and common to the two flaps 50.
  • Each flap is movable between a partial closure position of the nozzle 46 shown in solid lines in FIG. 4, in which the inner surface of the flap 50 is in the extension of the internal surface of the chamber 42, and a maximum open position. dashed line, in which the flap 50 has pivoted inwardly of the chamber 42.
  • each nozzle 46 is formed by a convergent channel 54 of the casing 10, the adjustment means being constituted by a conical shutter 56 carried by a rod 58 which is displaceable in translation in the axis of the nozzle 46 by a rack 60 driven by a toothed wheel 62.
  • the rod 58 of the conical shutter 56 is displaced in the axis of the nozzle 46 in reciprocating movement by means of a camshaft 64 which is driven by the motor internal combustion.
  • This camshaft 64 rotates for example at the speed of the engine and has two cams 66 at 180 ° to each other when a group of four cylinders feed the nozzle 46, the engine operating in a four-cycle cycle.
  • the camshaft 64 transmits reciprocating movement to the rod 58 via a pawl 68 carrying a roller 70 which is applied to the cams 66 by a return spring 72 associated with the rod 58.
  • the axis 74 of pivoting of the latch 68 can be carried by an eccentric 76 to be displaceable, which makes it possible to adjust the average position of the conical shutter 56 in the nozzle 46.
  • the adjustment means When the adjustment means are of the type shown in FIGS. 4 to 6, they make it possible to adjust the section of passage of the gases in the nozzle or nozzles 46 as a function of the engine speed, the exhaust gas flow rate increasing with the speed of the rotation of the motor.
  • the adjustment means of FIG. 7 further makes it possible to vary the section of passage of the gases in a nozzle 46 periodically at the frequency of the flushes of exhaust gas emitted by the cylinders which supply this nozzle, these cylinders having exhaust phases that can be disjoint or joined but do not overlap to prevent the reintroduction of gas from one cylinder into another cylinder of the same group.
  • the adjustment means of FIG. 7 then makes it possible to open at maximum the gas passage section in the nozzle 46 at the beginning of the exhaust phase of each cylinder, when the pressure of the exhaust gases is maximum, i and partially closing the nozzle 46 when the pressure of the gases leaving the same cylinder has decreased, a portion of the cylinder exhaust gas can be returned to an intake manifold of the engine.
  • FIG. 8 schematically shows a diesel engine 80 with four cylinders 82 operating on a four-stroke cycle and equipped with a turbocharging two-stage turbocharging unit according to the invention.
  • the cylinders 82 of the engine comprise intake ports 84 fed by an intake manifold 86 and exhaust ports 88 connected in pairs to exhaust manifolds 90 of minimum volume.
  • Each exhaust manifold 90 has an outlet port equipped with a rotating shutter 92 and connected to an exhaust gas recirculation duct 94 in the intake manifold 86.
  • Each exhaust manifold 90 has another equipped outlet.
  • an expansion nozzle 46 which supplies the annular chamber 42 of a high pressure turbine of a supercharging unit according to the invention, of the type described above.
  • the outlet of the high pressure turbine is connected by an annular radial diffuser 30 to catalytic exhaust oxidation means 34, which are followed by a particle filter 96 housed with the means 34 in the same housing 98. whose output is connected to the inlet of a low pressure turbine 100 whose outlet opens to the atmosphere.
  • the low-pressure turbine 100 rotates a low-pressure compressor 102 supplied with atmospheric air.
  • the output of the compressor 102 is connected, via a cooler 104, to the inlet of the high pressure compressor whose wheel 18 is driven by the wheel 14 of the high pressure turbine.
  • the output of the high pressure compressor feeds the intake manifold 86 through a cooler 106.
  • the annular chamber 42 of the high pressure turbine is equipped with a nozzle of. additional expansion 108 which is fed by a fraction 110 of the compressed air flow supplied by the high-pressure compressor, this fraction 110 being heated by passage through a heat exchanger 112, through which the exhaust gas recycled to the collector 86 admission.
  • the additional expansion nozzle 108 is equipped with a flow control member 112 which makes it possible to close this additional nozzle when the section of the other nozzles is greater than a predetermined value.
  • the cylinders 82 form two groups in which the exhaust phases of the cylinders are disjoint.
  • Each group of two cylinders generates a flow of strongly pulsed exhaust gas in a small volume manifold 90 which feeds the annular chamber 42 of the high pressure turbine of the supercharging unit by an expansion nozzle 46 with adjustable section.
  • the gas flows delivered by the nozzles 46 and 108 into the annular chamber 42 are mixed to form a stream of hot, slightly pulsed gas which is transferred from the annular chamber 42 to the turbine wheel 14 through the annular channel 44 previously described.
  • the gases leaving the high-pressure turbine feed the low-pressure turbine 100 via the annular radial diffuser 30, the catalytic oxidation means 34 and the particulate filter 96.
  • the large volume present between the two turbines provides a feed. almost uniform low pressure turbine 100.
  • each exhaust manifold 90 closes the outlet to the recycle line 94 before opening the exhaust port of each cylinder connected to this exhaust manifold 90 and opens this outlet to the duct recycling after about 60 ° rotation of the motor shaft as already described in the previous application WO2008 / 090273 of the applicant.
  • the recycled exhaust gases are cooled in the exchangers 112 and 106 before reaching the intake manifold 86.
  • the flow section of the nozzles 46 is adjusted according to the engine speed between a minimum value and a maximum value passing through an intermediate value: which corresponds to the pumping threshold of the high pressure compressor.
  • the gas passage section in the additional expansion nozzle 108 is set in the opposite direction of the passage passages of the nozzles 46 between a maximum value which avoids the pumping of the high-pressure compressor when the passage section of the gases in the nozzles 46 is minimal , and a zero value when the gas passage section in the nozzles 46 reaches the intermediate value.
  • the adjustment means of the three nozzles 46 and 108 are advantageously controlled by the same shaft.
  • the invention has many advantages over the prior art:
  • the increase of the engine intake pressure, for the same amount of fuel burned in the engine increases the rate of recycled gas, reduces nitrogen oxide emissions and simultaneously increases the excess oxygen, which reduces emissions of particulates and unburned hydrocarbons.
  • each exhaust manifold comprises means for selectively closing off the exhaust gas recirculation ducts towards the intake manifold, which makes it possible to supply fuel to the intake manifold.
  • turbines by very gases. energy and to recycle to the intake manifold of the less energetic gases and thus increase the enthalpy of the gases used in the supercharging unit for the drive of the compressors.
  • annular radial diffuser to a variable geometry turbine of a supercharging group of the prior art improves engine performance at low engine speeds and at high engine speeds where the performance of these superchargers is unsatisfactory.

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Abstract

Moteur à combustion interne suralimenté comportant des groupes de cylindres (82) dont les phases d'échappement n'interfèrent pas, reliés au rotor (14) de la turbine du turbocompresseur via des collecteurs individuels (90) débouchant par des tuyères de détente (46) tangentes à une chambre annulaire (42) coaxiale au rotor (14) de la turbine et reliée à ce dernier par un canal annulaire d'alimentation (44) directe, un diffuseur radial annulaire (30) étant agencé en sortie de la turbine pour récupérer l'énergie cinétique des tourbillons résiduels et recomprimer le flux gazeux.

Description

MOTEUR A COMBUSTION INTERNE A SURALIMENTATION PULSEE
L'invention concerne un moteur à combustion interne à pistons alternatifs suralimenté, en particulier de type diesel pour véhicules automobiles et utilitaires ainsi que pour toutes applications industrielles.
Un moteur alternatif suralimenté comprend au moins une turbine alimentée directement par les gaz d'échappement du moteur et entraînant en rotation un compresseur d'alimentation du moteur en air sous pression.
On connaît des groupes de turbocompression à deux étages, dans lesquels une turbine haute pression est alimentée par les gaz d'échappement du moteur et alimente une turbine basse pression, qui entraîne en rotation un compresseur basse pression dont la sortie est reliée, par un réfrigérant d'air, à l'entrée d'un compresseur haute pression qui est entraîné en rotation par la turbine haute pression et qui fournit de l'air à pression relativement élevée à un collecteur d'admission du moteur.
Les turbines de ces groupes de suralimentation devraient idéalement être alimentées par des débits de gaz aussi uniformes que possibles. Or, elles sont alimentées par des bouffées de gaz brûlés qui sont émises lors des vidanges des cylindres du moteur et dont la pression et la température génératrices sont maximales à l'ouverture des soupapes d'échappement et décroissent ensuite au cours de la vidange de chaque cylindre. Les turbines reçoivent donc des écoulements puisés de gaz chauds ayant des fréquences de pulsation qui dépendent du nombre de cylindres reliés à une même turbine ainsi que de la vitesse de rotation du moteur. La durée d'une bouffée en terme d'angle de rotation du vilebrequin dépend du diagramme d'ouverture des orifices d'échappement, et selon les cas, les différentes bouffées peuvent être disjointes, jointives ou partiellement superposées. En général, ces bouffées sont jointives, ce qui permet d'éviter la réintroduction de gaz d'échappement d'un cylindre dans un autre cylindre ainsi que les ruptures d'alimentation des turbines. Dans ce cas, il est fréquent d'alimenter une turbine par quatre cylindres d'un moteur fonctionnant sur un cycle à quatre temps, la durée d'échappement d'un cylindre étant de 180° d'angle de rotation du vilebrequin, ou par trois cylindres d'un moteur fonctionnant sur un cycle à deux temps, la durée d'échappement d'un cylindre étant alors de 120° d'angle de rotation du vilebrequin. Dans un cycle à 4 temps, pour supprimer totalement la réintroduction de gaz d'un cylindre dans un autre cylindre, le nombre de cylindres débitant dans le même collecteur ne doit pas dépasser 3, ce qui explique le succès des nombres de cylindres multiples de 3 tels les 6 cylindres en ligne et les 12 cylindres en V. Pour ces grands nombres de cylindres, on cherche à remplacer plusieurs petites turbines à injection totale par une grande turbine axiale à injection partielle dans laquelle chaque groupe de 3 cylindres alimente un secteur du distributeur de la turbine. Cette solution génère des pertes de rendement dues aux écoulements parasites à la frontière entre deux secteurs ainsi qu'une forte sollicitation vibratoire des aubes de la turbine. Pour les moteurs à 4 et 6 cylindres, on utilise parfois des turbines radiales à deux volutes jumelles dites « twin-scroll » dont le rendement est médiocre à pression constante.
Comme les moteurs à combustion interne des véhicules automobiles sont de plus utilisés à vitesse variable, leur vitesse de rotation pouvant varier d'un facteur 4 environ en général, il faut équiper les turbines de moyens d'alimentation à géométrie variable pour régler leurs sections débitantes en fonction des vitesses de rotation des moteurs.
Les pulsations de pression des gaz d'échappement alimentant les turbines et les variations de section des moyens d'alimentation des turbines ont globalement pour effet de générer des pertes aérodynamiques importantes aux entrées et aux sorties des rotors des turbines et de réduire de façon très désavantageuse les puissances que ces turbines sont capables de délivrer.
Pour essayer de remédier en partie à ces inconvénients, on a déjà proposé d'alimenter une turbine d'un groupe de suralimentation par l'intermédiaire d'un volume tampon destiné à absorber les variations de pression des gaz d'échappement. Cette technique connue sous le nom de suralimentation à pression constante, a pour avantage d'augmenter le rendement moyen de la turbine et de permettre d'alimenter une turbine avec un nombre quelconque de cylindres. Elle a toutefois pour inconvénient de dissiper en chaleur une partie de la pression totale disponible dans les cylindres à l'ouverture des soupapes d'échappement et de diminuer le taux de détente potentiel de la turbine, ce qui se traduit par une diminution de la puissance de cette turbine. Inversement, pour exploiter au mieux les pulsations de pression des gaz d'échappement du moteur, on a proposé d'alimenter une turbine par un nombre limité de cylindres via un collecteur d'échappement de volume minimal. Toutefois, dans ce cas, le rendement aérodynamique de la turbine est pénalisé par les importantes variations cycliques d'incidence du flux de gaz d'échappement traversant les aubages de la turbine et par la formation de tourbillons en sortie du rotor, en raison du fait que l'inertie du rotor lui impose une vitesse de rotation sensiblement constante alors que le taux de détente de la turbine présente d'importantes variations périodiques.
Les techniques connues ne permettent donc pas d'exploiter de façon satisfaisante l'enthalpie disponible dans les gaz d'échappement des cylindres des moteurs à combustion interne, soit en raison d'une dissipation de la pression totale de ces gaz dans un collecteur d'échappement de grand volume, soit en raison de défauts cycliques d'adaptation des angles d'incidence des aubages des turbines. En outre, les variations de section aux entrées des turbines engendrent des pertes aérodynamiques permanentes qui sont de même nature que les pertes cycliques dues aux pulsations de pression des gaz d'échappement.
La présente invention a notamment pour but d'éviter ces inconvénients de la technique antérieure et d'augmenter de façon sensible les puissances fournies par les turbines des groupes de suralimentation des moteurs à combustion interne sans créer une forte contre pression en aval du moteur.
Elle< a également pour but de combiner les avantages des techniques connues tout en évitant leurs inconvénients respectifs.
L'invention propose un moteur à combustion interne comportant des groupes de cylindres dont les phases d'échappement n'interfèrent pas entre elles et dont les orifices d'échappement sont reliés à un collecteur individuel, lui- même relié à une chambre annulaire commune par une tuyère de détente qui est orientée perpendiculairement à l'axe de la chambre et qui débouche tangentiellement à la paroi périphérique de la chambre, caractérisé en ce que la chambre annulaire comporte un canal annulaire qui alimente directement un rotor de turbine coaxial à la chambre et entraînant en rotation un compresseur d'alimentation en air du moteur.
La chambre annulaire d'alimentation remplace la volute d'alimentation équipant en général les turbines connues et vise à stabiliser l'écoulement qui pénètre dans le rotor de la turbine.
Les gaz d'échappement qui sont injectés dans cette chambre par la tuyère de détente sont accélérés par passage dans cette tuyère et circulent en boucle continue dans la chambre annulaire. Le volume de celle-ci est déterminé pour être suffisant pour amortir les pulsations de pression des gaz d'échappement et pour uniformiser par mélange la vitesse tangentielle des gaz circulant dans la chambre. En pratique, le volume de la chambre annulaire est compris entre une et deux fois la cylindrée unitaire du moteur.
Cette chambre annulaire est reliée par un canal annulaire à l'entrée du rotor de la turbine. Dans une réalisation particulière de l'invention, ce canal annulaire se trouve à une extrémité axiale de la chambre annulaire et entoure le rotor de la turbine.
Ainsi, le flux de gaz qui tourne dans la chambre annulaire peut être introduit avec une vitesse tangentielle sensiblement stationnaire et voisine de la vitesse périphérique de la turbine dans l'espace dans lequel tourne le rotor de la turbine. La pression totale de ce flux de gaz en rotation est intermédiaire entre la pression maximale et la pression minimale des bouffées de gaz d'échappement du moteur.
L'écoulement rotatif axisymétrique de gaz qui est injecté dans le rotor de la turbine est exempt des sillages en général présents dans les distributeurs d'alimentation des turbines classiques. Afin de récupérer l'énergie cinétique portée par les tourbillons résiduels à la sortie du rotor, la turbine comprend un diffuseur radial lisse à entrée axiale et à sortie annulaire, l'entrée axiale du diffuseur étant raccordée directement à une sortie axiale de la turbine.
Ce diffuseur radial ainsi placé permet de récupérer l'énergie cinétique du tourbillon de gaz qui subsiste en sortie du rotor et de recomprimer l'écoulement gazeux jusqu'à la pression imposée par l'écoulement aval.
Dans un mode de réalisation particulier de l'invention, la chambre précitée entoure une sortie axiale de la turbine, reliée au diffuseur radial annulaire précité.
Pour les moteurs à grand nombre de cylindres, la chambre annulaire peut être équipée de plusieurs tuyères de détente qui sont destinées à être alimentées chacune par un groupe de cylindres du moteur, les cylindres d'un même groupe ayant des phases d'échappement qui ne se chevauchent pas.
Des moyens sont prévus pour régler la section du col de la tuyère ou de chaque tuyère de détente de la chambre annulaire, ces moyens de réglage comprenant par exemple un volet pivotant ou un obturateur conique déplaçable axialement dans un canal convergent.
Les réglages des sections de col des tuyères sont simultanés et identiques pour les différentes tuyères de la chambre annulaire.
Selon une autre caractéristique de l'invention, la chambre annulaire est équipée d'une tuyère d'alimentation supplémentaire qui est reliée à la sortie du compresseur du groupe de suralimentation et qui comporte des moyens de réglage de sa section entre une valeur maximale et une valeur nulle.
Cette tuyère, destinée à éviter le pompage du compresseur quand on réduit trop la section des autres tuyères, reçoit une fraction variable du débit de sortie du compresseur. Dans le moteur selon l'invention, les moyens de réglage des sections de col des tuyères de la chambre annulaire peuvent être commandés par un système, de contrôle moteur en fonction du régime du moteur, ou par un arbre à cames entraîné par le moteur.
Ainsi, la section de col des tuyères peut être constante pendant une rotation de l'arbre moteur, ou bien peut varier périodiquement à la fréquence des bouffées de gaz d'échappement du groupe de cylindres associé à chaque tuyère. Cette caractéristique est applicable notamment aux moteurs diesel à taux élevé de recyclage de gaz d'échappement, dans lesquels le ou chaque collecteur d'échappement est relié à un collecteur d'admission par un conduit de recyclage équipé d'un obturateur qui se ferme à l'ouverture des soupapes d'échappement de chaque cylindre relié à ce collecteur d'échappement et qui s'ouvre après 60° environ de rotation de l'arbre moteur.
Ce système décrit dans la demande WO2008/090273, permet d'orienter vers les turbines la fraction initiale très énergétique des gaz émis par chaque cylindre et de recycler vers l'admission les gaz résiduels moins énergétiques pour réduire la formation de NOx. Pour ne pas induire un travail négatif pendant la course de refoulement du piston, la bouffée de gaz à haute pression doit s'évacuer dans la turbine pendant une courte période angulaire centrée sur le point mort bas -échappement, soit environ 60 degrés de rotation de l'arbre moteur. Pour que la turbine soit alimentée sans interruption par un moteur à 4 temps, il faut donc l'associer à 12 cylindres au moins. Dans ces conditions, la pression totale moyenne des gaz chauds qui alimentent les turbines peut atteindre le double de la pression totale de l'air à la sortie des compresseurs et développer une puissance mécanique excédentaire dans une turbine reliée mécaniquement à l'arbre moteur. Dans le cas d'un petit nombre de cylindres, la section de col des tuyères est maximale quand l'obturateur est fermé et est minimale quand il est ouvert, la valeur moyenne de la section de col des tuyères pouvant être réglée par modification de la position de l'axe d'un culbuteur actionné par l'arbre à cames entraîné par le moteur. Cela permet d'utiliser, pour alimenter la ou les turbines du groupe de suralimentation, une première partie à pression élevée des bouffées de gaz d'échappement, pour augmenter la puissance fournie par la ou les turbines; et de , recycler vers le collecteur d'admission une seconde partie à pression plus faible des bouffées de gaz d'échappement.
Le groupe de suralimentation selon l'invention peut comprendre deux étages de turbocompression, et dans ce cas, seule la turbine haute pression est du type décrit ckJessus. La turbine basse pression de ce groupe est alimentée à pression sensiblement constante par le diffuseur radial annulaire monté en sortie de la turbine haute pression. Eventuellement, des moyens de traitement des gaz d'échappement, par exemple des moyens d'oxydation par catalyse et un filtre à particules, peuvent être montés entre le diffuseur annulaire radial et la turbine basse pression et alimentés directement par le diffuseur annulaire radial, la température des gaz en sortie de la turbine haute pression étant plus favorable à la catalyse, et un filtre à particules pressurisé créant moins de pertes de charge au débit maximal.
L'invention sera mieux comprise et d'autres caractéristiques, détails et avantages de celle-ci apparaîtront plus clairement à la lecture de la description qui suit, faite à titre d'exemple en référence aux dessins annexés dans lesquels :
- la figure 1 est une vue schématique en coupe axiale d'un diffuseur annulaire radial monté en sortie d'une turbine d'un groupe de suralimentation selon l'invention ;
- la figure 2 est une vue schématique en coupe axiale d'une variante de réalisation ;
- la figure 3 est une vue schématique en coupe transversale selon la ligne IM-III de la figure 2 ;
- la figure 4 est une vue semblable à la figure 3 et illustre une autre variante de réalisation ; - la figure 5 est une vue schématique partielle en coupe selon la ligne V-V de la figure 4 ;
- la figure 6 est une vue semblable à la figure 4 et illustre une autre variante de réalisation ;
- la figure 7 est une vue semblable à la figure 6 et illustre encore une autre variante de réalisation de l'invention ;
- la figure 8 est une vue schématique d'un moteur à combustion interne selon l'invention.
On1 se réfère d'abord à la figure 1 dans laquelle la référence 10 désigne un carter dans lequel est formée une volute 12 d'alimentation d'une chambre dans laquelle tourne une roue 14 de turbine centripète reliée par un arbre 16 à une roue 18 de compresseur centrifuge logée dans un carter 20 solidaire du carter 10 de la turbine. Des aubes directrices 22 à incidence réglable sont montées à l'intérieur du carter 10 dans un canal annulaire reliant la volute d'alimentation 12 à la roue de turbine 14.
L'extrémité du carter 10 opposée au compresseur comporte un conduit d'évacuation du rotor composé d'un coude annulaire axial-radial 26 suivi d'un passage radial 30 formant diffuseur, lui-même suivi d'un coude annulaire radial- axial 32 de sortie, qui peut porter des moyens 36 de fixation du diffuseur dans le carter 10. Le passage radial 30 est délimité par deux faces planes perpendiculaires à l'axe de rotation et dont l'écartement est choisi pour optimiser la diffusion des tourbillons issus du rotor.
Dans l'exemple représenté en figure 1 , la sortie 32 du diffuseur 30 alimente des moyens 34 de traitement des gaz d'échappement par catalyse.
Le diffuseur radial lisse 30 (sans aubages redresseurs) permet de récupérer l'énergie cinétique des tourbillons contra-rotatifs en sortie de la roue 14, et celle des tourbillons co-rotatifs.
Dans la réalisation représentée en figure 1 , le diffuseur radial 30 est situé immédiatement à la sortie du rotor 14. La turbine centripète représentée en figure 1 est d'un type classique à redresseur 22 à géométrie variable.
En variante, la turbine peut être du type représenté en figure 2, dans laquelle la sortie de la turbine est reliée par un canal cylindrique axial 40 à l'entrée du diffuseur radial annulaire 30.
Le diffuseur radial annulaire 30 alimente des moyens 34 d'oxydation par catalyse (suivis d'un filtre à particules 96 dans le cas d'un moteur diesel).
Une chambre annulaire 42 à section méridienne1 constante est formée dans le carter 10 autour du canal axial 40 et communique avec la roue de turbine 14 par. un canal radial annulaire 44 formé à une extrémité de la chambre 42 autour de la roue de turbine 14.
La chambre- annulaire 42 peut avoir une section méridienne quelconque mais constante, par exemple rectangulaire comme représenté en figure 2, et est alimentée par au moins une tuyère de détente 46 débouchant dans la chambre
42 tangentiellement à la surface extérieure de cette chambre, la tuyère 46 étant orientée perpendiculairement à l'axe de rotation de la turbine. Le volume de la chambre 42 est déterminé pour que la pression statique y soit faiblement puisée et pour générer un écoulement sensiblement permanent dans le canal annulaire 44 et sur la roue de turbine 14. De façon générale, le volume de la chambre 42 est compris entre une et deux fois la cylindrée unitaire du moteur à combustion interne équipé du groupe de suralimentation selon l'invention. Le flux puisé de gaz sortant de la tuyère 46 forme un anneau gazeux 48 en rotation rapide dans la chambre 42, autour du canal 40. La vitesse tangentielle moyenne de l'anneau de gaz 48 résulte du mélange des flux de gaz rapides et lents qui se succèdent à haute fréquence à la sortie de la tuyère 46. Des moyens sont prévus pour régler la section de passage des gaz dans la tuyère 46.
Dans les figures 4 et 5, qui représentent une chambre 42 équipée de deux tuyères 46 identiques alimentées chacune par un groupe de cylindres du moteur, les moyens de réglage comprennent un volet pivotant 50 monté au débouché de la tuyère et articulé par une extrémité autour d'un axe 52 porté par le carter 10, cet axe 52 étant parallèle à l'axe de rotation de la turbine et commun aux deux volets 50.
Chaque volet est déplaçable entre une position de fermeture partielle de la tuyère 46 représentée en trait plein en figure 4, dans laquelle la surface interne du volet 50 est dans le prolongement de la surface interne de la chambre 42, et une position d'ouverture maximale représentée en trait pointillé, dans laquelle le volet 50 a pivoté vers l'intérieur de la chambre 42.
Dans la variante de réalisation de la figure 6, chaque tuyère 46 est formée par un canal convergent 54 du carter 10, le moyen de réglage étant constitué d'un obturateur conique 56 porté par une tige 58 qui est déplaçable en translation dans l'axe de la tuyère 46 par une crémaillère 60 entraînée par une roue dentée 62.
Dans encore une autre variante de réalisation représentée en figure 7, la tige 58 de l'obturateur conique 56 est déplacée dans l'axe de la tuyère 46 en mouvement alternatif au moyen d'un arbre à cames 64 qui est entraîné par le moteur à combustion interne. Cet arbre à cames 64 tourne par exemple à la vitesse du moteur et comporte deux cames 66 à 180° l'une de l'autre lorsqu'un groupe de quatre cylindres alimente la tuyère 46, le moteur fonctionnant selon un cycle à quatre temps. L'arbre à cames 64 transmet un mouvement alternatif à la tige 58 par l'intermédiaire d'un linguet 68 portant un galet 70 qui est appliqué sur les cames 66 par un ressort de rappel 72 associé à la tige 58.
L'axe 74 de pivotement du linguet 68 peut être porté par un excentrique 76 pour être déplaçable, ce qui permet de régler la position moyenne de l'obturateur conique 56 dans la tuyère 46.
Lorsque les moyens de réglage sont du type représenté aux figures 4 à 6, ils permettent de régler la section de passage des gaz dans la ou les tuyères 46 en fonction du régime du moteur, le débit de gaz d'échappement augmentant avec la vitesse de rotation du moteur. Le moyen de réglage de la figure 7 permet de plus de faire varier la section de passage des gaz dans une tuyère 46 de façon périodique à la fréquence des bouffées de gaz d'échappement émises par les cylindres qui alimentent cette tuyère, ces cylindres ayant des phases d'échappement qui peuvent être disjointes ou jointives mais qui ne se chevauchent pas pour éviter la réintroduction de gaz d'un cylindre dans un autre cylindre du même groupe.
Le moyen de réglage de la figure 7 permet alors d'ouvrir au maximum la section de passage des gaz dans la tuyère 46 au début de la phase d'échappement de chaque cylindre, lorsque la pression des gaz d'échappement est maximale, i et de refermer ensuite partiellement la tuyère 46 lorsque la pression des gaz sortant du même cylindre a diminué, une partie des gaz d'échappement du cylindre pouvant être renvoyée vers un collecteur d'admission du moteur.
Comme ; dans les modes de réalisation des figures 4 à 6, la position moyenne de l'obturateur conique 56 dans la tuyère 46 peut être réglée en fonction de la vitesse de rotation du moteur. On a représenté schématiquement en figure 8 un moteur diesel 80 à quatre cylindres 82 fonctionnant selon un cycle à quatre temps et équipé d'un groupe de suralimentation à deux étages de turbocompression selon l'invention.
Les cylindres 82 du moteur comprennent des orifices d'admission 84 alimentés par un collecteur d'admission 86 et des orifices d'échappement 88 reliés deux par deux à des collecteurs d'échappement 90 de volume minimal. Chaque collecteur d'échappement 90 comporte un orifice de sortie équipé d'un obturateur tournant 92 et relié à un conduit 94 de recyclage de gaz d'échappement dans le collecteur d'admission 86. Chaque collecteur d'échappement 90 comporte une autre sortie équipée d'une tuyère de détente 46 qui alimente la chambre annulaire 42 d'une turbine haute pression d'un groupe de suralimentation selon l'invention, du type décrit ci- dessus.
La sortie de la turbine haute pression est reliée par un diffuseur radial annulaire 30 à des moyens 34 d'oxydation des gaz d'échappement par catalyse, qui sont suivis d'un filtre à particules 96 logé avec les moyens 34 dans un même boîtier 98 dont la sortie est reliée à l'entrée d'une turbine basse pression 100 dont la sortie débouche à l'atmosphère.
La turbine basse pression 100 entraîne en rotation un compresseur basse pression 102 alimenté en air atmosphérique. La sortie du compresseur 102 est reliée, par l'intermédiaire d'un refroidisseur 104, à l'entrée du compresseur haute pression dont la roue 18 est entraînée par la roue 14 de la turbine haute pression. La sortie du compresseur haute pression alimente le collecteur d'admission 86 par l'intermédiaire d'un refroidisseur 106. Pour éviter le pompage du compresseur haute pression aux faibles sections des tuyères, la chambre annulaire 42 de la turbine haute pression est équipée d'une tuyère de. détente supplémentaire 108 qui est alimentée par une fraction 110: du débit d'air comprimé fourni par le compresseur haute pression, cette fraction 110 étant réchauffée par passage dans un échangeur de chaleur 112, traversé par les gaz d'échappement recyclés vers le collecteur d'admission 86. La tuyère de détente supplémentaire 108 est équipée d'un organe de réglage de débit 112 qui permet de fermer cette tuyère supplémentaire lorsque la section des autres tuyères est supérieure à une valeur prédéterminée.
Dans le moteur de la figure 8, les cylindres 82 forment deux groupes dans lesquels les phases d'échappement des cylindres sont disjointes. Chaque groupe de deux cylindres génère un écoulement de gaz d'échappement fortement puisés dans un collecteur 90 de petit volume qui alimente la chambre annulaire 42 de la turbine haute pression du groupe de suralimentation par une tuyère de détente 46 à section réglable. Les flux de gaz délivrés par les tuyères 46 et 108 dans la chambre annulaire 42 sont mélangés pour former un flux de gaz chaud faiblement puisé qui est transféré de la chambre annulaire 42 à la roue de turbine 14 par le canal annulaire 44 précédemment décrit. Les gaz sortant de la turbine haute pression alimentent la turbine basse pression 100 par l'intermédiaire du diffuseur radial annulaire 30, des moyens d'oxydation par catalyse 34 et du filtre à particules 96. Le grand volume présent entre les deux turbines assure une alimentation quasi uniforme de la turbine basse pression 100.
L'obturateur tournant 92 de chaque collecteur d'échappement 90 ferme la sortie vers le conduit de recyclage 94 avant l'ouverture de l'orifice d'échappement de chaque cylindre relié à ce collecteur d'échappement 90 et ouvre cette sortie vers le conduit de recyclage après 60° environ de rotation de l'arbre moteur comme déjà décrit dans la demande antérieure WO2008/090273 du demandeur.
Les gaz d'échappement recyclés sont refroidis dans les échangeurs 112 et 106 avant de gagner le collecteur d'admission 86.
La section débitante des tuyères 46 est réglée en fonction du régime moteur entre une .valeur minimale et une valeur maximale en passant par une valeur intermédiaire: qui correspond au seuil de pompage du compresseur haute pression. La section de passage des gaz dans la tuyère 108 de détente supplémentaire est réglée en sens inverse des sections de passage des tuyères 46 entre une valeur maximale qui évite le pompage du compresseur haute pression quand la section de passage des gaz dans les tuyères 46 est minimale, et une valeur nulle quand la section de passage des gaz dans les tuyères 46 atteint la valeur intermédiaire.
Les moyens de réglage des trois tuyères 46 et 108 sont avantageusement commandés par un même arbre. De façon générale, l'invention présente de nombreux avantages par rapport à la technique antérieure :
- le rendement du moteur à combustion interne est amélioré, et sa combustion génère moins de composés polluants ;
- la détente des pulsations de pression générées par les cylindres du moteur augmente le taux de détente des turbines et donc la puissance délivrée aux compresseurs ;
- l'écoulement régulier de gaz sur la roue de la turbine haute pression et la recompression des tourbillons résiduels à la sortie de la turbine haute pression se traduisent également par une augmentation de la puissance fournie par cette turbine ; la puissance supérieure fournie par les turbines se traduit par une augmentation de la pression d'admission pour une même contre-pression d'échappement et donc par une diminution des pertes par pompage du moteur ;
- l'augmentation de la pression d'admission du moteur, pour une même quantité de carburant brûlée dans le moteur, permet d'accroître le taux de gaz recyclés, de réduire les émissions d'oxydes d'azote et d'augmenter simultanément l'excès d'oxygène, ce qui réduit les émissions de particules et d'hydrocarbures imbrûlés.
Ces avantages sont encore amplifiés lorsque le moteur est du type représenté en figure 8 où chaque collecteur d'échappement comprend des moyens d'obturation sélective des conduits de recyclage des gaz d'échappement vers le collecteur dîadmission, ce qui permet d'alimenter préférentiellement les turbines par des gaz très . énergétiques et de recycler vers le collecteur d'admission des gaz moins énergétiques et donc d'accroître l'enthalpie des gaz utilisés dans le groupe de suralimentation pour l'entraînement des compresseurs.
De plus, l'adjonction aisée d'un diffuseur radial annulaire à une turbine à géométrie variable d'un groupe de suralimentation de la technique antérieure permet d'améliorer les performances des moteurs aux bas régimes et aux régimes élevés pour lesquels les rendements de ces groupes de suralimentation ne sont pas satisfaisants.

Claims

REVENDICATIONS
1. Moteur à combustion interne comportant des groupes de cylindres dont les phases d'échappement n'interfèrent pas entre elles et dont les orifices d'échappement sont reliés à un collecteur individuel (90), lui-même relié à une chambre annulaire commune (42) par une tuyère de détente (46) qui est orientée perpendiculairement à l'axe de la chambre et qui débouche tangentiellement à la paroi périphérique de la chambre , caractérisé en ce que la chambre annulaire (42) comporte un canal annulaire (44) qui alimente directement un rotor de turbine (14) coaxial à la chambre (42) et entraînant en rotation un compresseur (18) d'alimentation en air du moteur.
2. Moteur selon la revendication 1 , caractérisé en ce que le canal annulaire (44) est centripète et entoure directement le rotor (14) à flux radial.
3. Moteur selon la revendication 2, caractérisé en ce que la chambre (42) entoure un conduit (40) de sortie du rotor (14).
4. Moteur selon l'une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que le volume de la chambre (42) est compris entre une et deux fois la cylindrée unitaire du moteur.
5. Moteur selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que la section du col des tuyères (46) est inférieure à celle des orifices d'échappement
(88), et est par exemple égale à 30% de celle des orifices d'échappement.
6. Moteur selon l'une des revendications 1 à 5, fonctionnant selon un cycle à
4 temps, caractérisé en ce que chaque collecteur individuel (90) est relié à un conduit de recyclage des gaz brûlés (94) via un orifice muni d'un obturateur (92) actionné en synchronisme avec l'arbre moteur pour être fermé à l'ouverture de l'orifice d'échappement (88) de chaque cylindre relié à ce collecteur et pour être réouvert avant la ifermeture dudit orifice (88), par exemple après une période angulaire de 60 degrés de rotation de l'arbre moteur.
7. Moteur selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisé en ce qu'il comprend des moyens de réglage de la section du col de chaque tuyère (46).
8. Moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les moyens de réglage comprennent un volet pivotant (50) monté dans la tuyère de détente (46).
9. Moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les moyens de réglage comprennent un obturateur conique (56) déplaçable axialement dans la tuyère de détente (46).
10. Moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les sections des cols des tuyères (46) sont identiques à chaque instant et constantes pendant une rotation de l'arbre moteur et sont réglées simultanément en fonction des paramètres de fonctionnement du moteur, par exemple sa vitesse de rotation.
11. Moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les moyens de réglage de la section du col de chaque tuyère (46) sont commandés périodiquement à la fréquence des bouffées de gaz émises par les cylindres qui lui sont reliés pour que la section soit maximale pendant la bouffée et minimale entre les bouffées.
12. Moteur selon l'une des revendications 7 à 11 caractérisé en ce que la chambre annulaire (42) est équipée d'une tuyère de détente supplémentaire (108) reliée à la sortie du compresseur (18) et qui comporte des moyens permettant de régler sa section au col entre une valeur nulle quand les autres tuyères sont suffisamment ouvertes pour éviter le pompage du compresseur (18) et une valeur maximale quand les sections au col des autres tuyères sont à leur valeur minimale.
13. Moteur selon la revendication 2, caractérisé en ce que le conduit de sortie (40) de la turbine radiale (14) est relié à un diffuseur radial lisse (30) dimensionné pour recomprimer les tourbillons résiduels de la turbine (14).
14. Moteur selon la revendication 13, caractérisé en ce que le diffuseur radial (30) alimente une turbine basse pression ,(100) qui entraîne un compresseur basse pression (102) dont la sortie alimente le compresseur (18, 20) précité.
15. Moteur selon la revendication 13, caractérisé en ce que le diffuseur radial (30) alimente des moyens (34) de traitement des gaz d'échappement et éventuellement un filtre à particules (96).
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