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Combustion dans les moteurs Diesel

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Combustion dans les moteurs Diesel
par
Alain HAUPAIS
B 2 700
2 - 1992
Ingénieur de l’École Centrale de Lyon
Docteur ès Sciences
Président Directeur Général du Centre de Recherches en Machines Thermiques (CRMT)
1.
Fonctionnement d’un moteur Diesel..................................................
2.
2.1
2.2
Cycles des moteurs Diesel ....................................................................
Grandeurs représentatives .........................................................................
Diagrammes des cycles et combustion .....................................................
B 2 700 - 2
—
—
—
3
3
4
3.
3.1
3.2
3.3
Auto-inflammation...................................................................................
Mécanisme d’auto-inflammation ...............................................................
Délai d’allumage ..........................................................................................
Indice de cétane ...........................................................................................
—
—
—
—
6
6
6
7
4.
4.1
4.2
Mécanisme de mélange turbulent.......................................................
Jet libre turbulent ........................................................................................
Jets déviés par un swirl ..............................................................................
—
—
—
7
7
11
5.
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
5.6
5.7
5.8
Formation de polluants ..........................................................................
Caractères spécifiques de la combustion turbulente ...............................
Réactions de dissociation thermique.........................................................
Formation du monoxyde de carbone ........................................................
Formation des oxydes d’azote....................................................................
Formation des suies ....................................................................................
Formation des hydrocarbures imbrûlés ....................................................
Particules solides .........................................................................................
Autres polluants...........................................................................................
—
—
—
—
—
—
—
—
—
12
12
13
13
13
14
16
17
17
6.
6.1
6.2
Moteurs à injection directe...................................................................
Moteurs à chambre ouverte .......................................................................
Moteurs à chambre fermée ........................................................................
—
—
—
18
18
20
7.
7.1
7.2
7.3
7.4
Moteurs à injection indirecte ou à préchambre..............................
Formes usuelles...........................................................................................
Injecteur à téton ...........................................................................................
Particularités sur le plan combustion ........................................................
Comparaison injection indirecte-injection directe ....................................
—
—
—
—
—
24
24
25
26
27
8.
8.1
8.2
Autres types de chambres de combustion .......................................
Procédé M ....................................................................................................
Chambre à réserve d’air..............................................................................
—
—
—
27
28
28
9.
9.1
9.2
Procédés particuliers de réduction des émissions de polluants
Oxydes d’azote.............................................................................................
Particules solides .........................................................................................
—
—
—
29
29
30
10. Conclusions ...............................................................................................
—
33
Références bibliographiques .........................................................................
—
33
ien que le moteur Diesel soit centenaire, il est en constante et forte évolution,
à la fois du fait d’une meilleure connaissance des phénomènes impliqués
et d’une exigence croissante de performances, de faible consommation et de
réduction des émissions de polluants. Les performances et les niveaux de
B
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
B 2 700 − 1
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
pollution obtenus sur les moteurs récemment commercialisés ou en cours de
développement auraient très certainement, il y a 20 ou 30 ans, été réputés comme
infaisables par les meilleurs diésélistes.
Deux grandes familles de moteurs émergent :
— les moteurs à injection directe, qui donnent des consommations plus faibles,
des émissions d’oxydes d’azote plus élevées. Ils sont de loin les plus répandus
pour les applications stationnaires, de propulsion navale et pour les moteurs de
véhicules poids lourds et utilitaires. Leur utilisation dans les véhicules de
tourisme est récente et encore rare, du fait de difficultés à les faire fonctionner
sur une très large plage de régimes ;
— les moteurs à injection indirecte, qui sont actuellement largement majoritaires pour les applications aux véhicules de tourisme, du fait d’une puissance
massique plus élevée, d’un système d’injection moins coûteux et de bonnes performances sur une large plage de régimes. La consommation plus élevée les a
progressivement fait disparaître pour les applications industrielles et les poids
lourds.
1. Fonctionnement
d’un moteur Diesel
Quel que soit le type de moteur Diesel considéré, nous avons
affaire à :
— un allumage par compression, éventuellement assisté par des
artifices (par exemple, réchauffage de l’air admis ou bougie de
préchauffage) ;
— une combustion par diffusion, c’est-à-dire une introduction
séparée de l’air et du combustible dans le cylindre et une combustion
pilotée par le mélange air + combustible.
Que le moteur fonctionne en 2 temps ou en 4 temps, qu’il soit
suralimenté ou non, le cylindre est rempli à chaque cycle d’air frais,
sans limitation volontaire du remplissage par un papillon. Cet air
est comprimé avec un rapport volumétrique élevé de façon à obtenir,
malgré les pertes thermiques aux parois, une température de fin de
compression supérieure à la température d’auto-inflammation du
combustible utilisé.
Au voisinage du point mort haut (PMH), le combustible est
injecté sous forme d’un ou plusieurs jets, avec une vitesse et une
pression suffisantes pour qu’il soit très finement pulvérisé. L’air
chaud se mélange au combustible introduit, l’échauffe et le vaporise. Lorsque les conditions de température et de temps de séjour
sont atteintes en un point particulier du jet, celui-ci s’enflamme, et
la combustion se propage très rapidement à l’ensemble du jet. La
combustion se poursuit au fur et à mesure que les mécanismes de
mélange utilisés provoquent la rencontre à échelle moléculaire du
combustible et de l’oxygène contenu dans l’air.
Le mécanisme de mélange entre l’air et le combustible introduit
est donc capital, tant pour la combustion proprement dite que pour
la phase initiale d’échauffement du combustible jusqu’à son
auto-inflammation.
La figure 1 montre la succession de ces phénomènes filmés par
cinématographie rapide dans un moteur Diesel de laboratoire.
Figure 1 – Combustion d’un jet de fioul dans un moteur Diesel (doc. CRMT)
B 2 700 − 2
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2. Cycles des moteurs Diesel
2.1 Grandeurs représentatives
Pour décrire les cycles des moteurs, nous faisons appel aux
grandeurs suivantes, qui permettent de comparer les moteurs en
s’affranchissant de leur taille.
La consommation spécifique CS est le rapport entre la
consommation de combustible et la puissance produite. Elle
s’exprime en g/(kW · h) ou en g/(ch · h). Cette notion peut se référer
à la puissance effectivement disponible sur l’arbre du moteur, c’est
la consommation spécifique effective CS e , ou à la puissance
indiquée sous le nom de consommation spécifique indiquée CS i .
La consommation spécifique ne prend pas en compte le pouvoir
calorifique du combustible utilisé, contrairement au rendement qui
représente le rapport inverse. Avec les combustibles usuels, un
rendement de 50 % correspond à une consommation spécifique de
170 g/(kW · h) environ.
Les consommations spécifiques des meilleurs moteurs de
grande taille peuvent descendre à 160 g/(kW · h). Pour les moteurs
de poids lourds, les meilleurs points de fonctionnement donnaient
des consommations de 200 g/(kW · h), sans limitation des émissions d’oxydes d’azote ; avec des émissions compatibles avec les
normes, leurs consommations sont de 220 à 240 g/(kW · h).
La pression moyenne effective pme est la pression qui, si elle
était constante pendant toute la course de détente, produirait le
même travail que celui mesuré sur l’arbre du moteur.
Pour un moteur 4 temps, il y a une course de détente tous les
deux tours d’où :
Le rendement mécanique du moteur ρm est le rapport entre
la puissance disponible sur l’arbre et celle produite à l’intérieur des
cylindres, soit :
pme
pmi – pmr
pmr
ρ m = --------------- = -------------------------------- = 1 – -------------pmi
pmi
pmi
Pour un moteur non suralimenté, une pme de 7,5 bar et une pmr
de 2,5 bar conduisent à un rendement mécanique de
7,5/(7,5 + 2,5) = 75 %.
Le fait de suralimenter ce moteur avec un turbocompresseur
permet d’atteindre des pme de 16 ou 25 bar, selon la taille du moteur,
sans modifications appréciables de la pmr.
Les rendements mécaniques passent alors à 16 /(16 + 2,5) = 86 %
ou à 25/(25 + 2,5) = 91 %.
Si la combustion est bien maîtrisée, l’accroissement de la pme se
fait sans augmentation de la consommation spécifique indiquée.
Les forts niveaux de suralimentation permettent donc à la fois
d’accroître la puissance d’un moteur de taille donnée et d’améliorer
significativement son rendement. Ces deux types de gain expliquent
la généralisation de la suralimentation par turbocompresseur et son
évolution vers des niveaux de suralimentation croissants.
Le remplissage du moteur : toutes choses égales par ailleurs,
au niveau de la loi de dégagement d’énergie et des émissions de
fumées admises, la quantité de combustible brûlable sur un cycle
et la pmi résultante sont directement proportionnelles à la quantité
d’air admise par le moteur.
Si nous partons d’un moteur qui donne une pme de 7,5 bar, avec
une pmr de 2,5 bar et un rendement mécanique de 75 %, le fait de
réduire de 10 % la quantité d’air admise réduira directement sa
puissance et sa pme de 10 %. Son rendement mécanique sera de :
pme × surface du piston × course = 4 π × couple
(7,5 × 0,9)/[(7,5 × 0,9) + 2,5] = 73 %
et pour un moteur 2 temps, il y a une course de détente à chaque
tour :
pme × surface du piston × course = 2 π × couple
soit une augmentation de la consommation de 2,8 %, si le déroulement de la combustion n’est pas par ailleurs dégradé. Cela montre
l’intérêt d’introduire le plus possible d’air dans les cylindres.
Pour chiffrer le remplissage des cylindres, les notions suivantes
sont utilisées.
Pour un moteur Diesel à injection directe non suralimenté, la pme
maximale est de l’ordre de 7 à 7,5 bar alors que, pour un moteur
Diesel de tourisme à injection indirecte et non suralimenté, la pme
maximale est de 8 à 8,5 bar. La suralimentation permet une pme de
16 bar pour les moteurs de poids lourds, de 25 bar pour les gros
moteurs marins ou stationnaires. Pour les applications militaires, des
moteurs fonctionnant avec des pme de l’ordre de 50 bar sont
aujourd’hui en cours de développement.
La pression moyenne indiquée pmi se calcule comme la pme,
mais en se référant au travail indiqué produit par les gaz sur la face
supérieure des pistons.
La pression moyenne résistante pmr est l’écart entre la pmi
et la pme, tel que pmr = pmi – pme.
Au régime maximal d’un gros moteur ou d’un moteur de poids
lourd, la pmr est usuellement comprise entre 2,2 et 2,7 bar. Elle
correspond aux pertes de diverses natures :
— frottements internes et puissance nécessaire pour entraîner
les auxiliaires (pompes, ventilateur, etc.) ;
— pertes pneumatiques ou pertes par pompage : travaux résistants nécessaires pour expulser les gaz brûlés et pour admettre l’air
frais.
Dans le cas de moteurs à aspiration naturelle, les pertes par pompage donnent toujours lieu à un travail résistant. Dans certains cas
de suralimentation, l’admission d’air frais peut se faire, pendant la
course descendante, avec une pression dans le cylindre supérieure
à celle qui y règne pendant la course montante d’échappement. Le
cycle de renouvellement de gaz donne alors un travail moteur, ce
qui correspond à des pertes par pompage négatives.
En pratique, la pmr d’un moteur donné croît avec le régime de
fonctionnement mais, pour un régime donné, elle varie peu en
fonction de la charge.
■ Taux de remplissage
Cette notion permet de chiffrer la qualité du processus d’admission, essentiellement au niveau des soupapes et du cylindre, en
s’affranchissant du fait que le moteur soit suralimenté ou non :
masse d′air par cycle
τ r = ------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------cylindrée × masse volumique au collecteur d′admission
Deux facteurs essentiels tendent à réduire le taux de remplissage
du moteur :
— le réchauffage de l’air pendant l’admission : l’air admis est en
contact avec des parois chaudes (chappelle d’admission, tête de
piston, cylindre, culasse, etc.). En fin d’admission, ce réchauffage
réduit sa masse volumique ;
— la perte de charge à la soupape : les vitesses de passage élevées
de l’air à la soupape d’admission provoquent une perte de charge
qui réduit la pression des gaz en fin d’admission, et donc la masse
volumique et la masse d’air admise. Cette perte de remplissage est
d’autant plus grande que le régime moteur est élevé et que le système d’admission est peu perméable.
Un filtre à air très perméable, un dessin soigné des conduits
d’admission, l’utilisation de deux soupapes d’admission par
cylindre permettent d’améliorer la perméabilité du moteur et son
remplissage en air.
Inversement, la génération d’un swirl élevé pendant la phase
d’admission tend à réduire la perméabilité de l’admission.
Par ailleurs, l’épure de distribution (lois de levée des soupapes
et phasage de celles-ci) permet d’améliorer le remplissage du moteur
en exploitant les effets d’inertie des colonnes de gaz à l’admission
et à l’échappement.
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■ Taux de suralimentation
L’utilisation d’un compresseur permet d’augmenter la masse
volumique des gaz présents dans le collecteur d’admission et la
masse d’air admise à chaque cycle. Le taux de suralimentation est,
le plus généralement, défini par :
masse d′air par cycle
τ sural = -------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------cylindrée × masse volumique atmosphérique
Ce facteur global prend en compte l’effet positif d’élévation de
pression dû au compresseur, l’effet négatif dû à l’échauffement des
gaz dans le compresseur partiellement corrigé ou non par la
présence d’un refroidisseur intermédiaire, les effets négatifs dus au
réchauffage de l’air dans le cylindre et aux pertes de charge aux soupapes d’admission.
Le fait de disposer d’une suralimentation permet dans une
certaine mesure de compenser un défaut de perméabilité de
l’admission par une élévation de la pression de suralimentation.
2.2 Diagrammes des cycles
et combustion
La figure 2 donne des diagrammes typiques obtenus sur des
moteurs Diesel à injection directe. Ils correspondent au tracé des
grandeurs suivantes, en fonction du temps ou de l’angle du
vilebrequin :
— pression dans le cylindre : c’est le signal d’un capteur de
pression placé dans le cylindre, directement visible sur un
oscilloscope ;
— température des gaz : elle est calculée à chaque instant par la
loi des gaz parfaits pV = nRT, d’après la pression mesurée, la quantité
de gaz présente dans le cylindre et la position du vilebrequin qui
permet d’accéder au volume des gaz. Ici, la température des gaz est
supposée homogène sur l’ensemble de la chambre de combustion ;
— fraction de combustible brûlée : une analyse thermodynamique permet de connaître la quantité de combustible brûlé à
chaque instant. La température des gaz donne à chaque instant la
variation de leur énergie interne, la pression et le déplacement du
piston donnent le travail échangé par les gaz avec l’extérieur. Si les
pertes thermiques aux parois sont négligées, la somme des termes
variation d’énergie des gaz + travail échangé donne, sur le pas de
calcul, le dégagement apparent d’énergie dû à la combustion. Si,
moyennant une modélisation appropriée, les pertes thermiques aux
parois de la chambre sont prises en compte, il s’agit alors du dégagement vrai d’énergie. C’est le cas des diagrammes présentés ici ;
— vitesse de combustion : c’est la dérivée de la fraction brûlée
(apparente ou vraie) par rapport au temps ou à l’angle vilebrequin.
Les diagrammes de la figure 2a correspondent à un gros moteur
stationnaire ou marin pour lequel l’injection est réglée de manière
à obtenir le rendement maximal. Pour ce point de fonctionnement,
la consommation spécifique est de 205 g/(kW · h), pour une pme de
18 bar.
L’injection commence environ 15 degrés avant le PMH, ce qui fait
débuter la combustion 10 degrés avant le PMH, du fait du délai
d’allumage. La combustion rapide du mélange air + fioul préparé
pendant le délai provoque le premier pic de la courbe de vitesse de
combustion et une élévation brutale de la pression.
Le piston ne commence à se déplacer de manière appréciable
qu’environ 10 degrés après le PMH. Pour avoir un rendement élevé,
il importe donc d’avoir alors une pression élevée pour commencer
B 2 700 − 4
à produire du travail le plus tôt possible dans la course de détente.
La pression maximale est ici de 150 bar environ. Elle est atteinte
10 degrés après le PMH, ce qui nécessite d’anticiper le déroulement
de la combustion, puisque, au PMH, la fraction brûlée est de
20 % environ.
Cette anticipation de la combustion, nécessaire pour que la pression soit élevée en début de détente, conduit à une pression de
120 bar au PMH, alors qu’elle n’aurait été que de 90 bar s’il n’y avait
pas eu de combustion. Le travail résistant en fin de compression se
trouve donc accru.
Il en résulte la notion d’avance à l’injection optimale (vis-à-vis du
rendement) :
— une avance trop faible fait que la pression et la fraction brûlée
sont trop faibles en début de détente pour produire le travail
maximal ;
— une avance trop élevée augmente le travail résistant en fin de
compression pour un gain minime en travail de détente, ce qui
réduit le rendement du cycle. De plus, la pression maximale du
cycle croît.
Ce type de fonctionnement donne les rendements les plus élevés,
il nécessite une structure de moteur qui accepte des pressions maximales de cycle (actuellement 180 bar pour les gros moteurs) et des
gradients de pression élevés.
Pour une structure donnée de moteur, le respect de la pression
maximale admissible conduit à réduire son rapport volumétrique
au fur et à mesure que le niveau de suralimentation croît. Cette
combustion, optimale du point de vue rendement, conduit à des
températures maximales de cycle élevées qui provoquent des formations importantes d’oxydes d’azote. L’apparition de normes
limitant les émissions d’oxydes d’azote pour les moteurs de poids
lourds a conduit à retarder la combustion pour réduire les températures maximales des gaz.
La figure 2b donne les diagrammes correspondant à un réglage
moyennement dépollué du moteur de poids lourds suralimenté.
La combustion débute ici près du PMH. La courbe de vitesse de
combustion montre toujours un premier pic dû à la combustion
rapide du prémélange formé pendant le délai, mais la courbe de
pression dans le cylindre montre un gradient de pression modéré
qui se traduit par un bruit de combustion nettement plus faible.
Pour ce point de fonctionnement en charge partielle avec une
pme de 9,5 bar, la pression maximale de cycle est de 80 bar pour
une pression de fin de compression de 60 bar.
La température maximale des gaz atteint 1 600 K, ce qui permet
d’obtenir à l’échappement des concentrations en oxydes d’azote de
1 000 ppm, alors qu’un réglage d’avance fait pour le rendement
optimal aurait donné des concentrations voisines de 2 000 ppm.
Cette combustion tardive donne une consommation de
220 g/(kW · h).
En retardant encore l’injection, on obtient, avec la même loi de
dégagement d’énergie, le diagramme en tireté de pression dans le
cylindre de la figure 2b. La combustion a lieu avec des pressions
inférieures à celles de fin de compression. Les émissions d’oxydes
d’azote passent de 1 000 à 600 ppm, mais la consommation croît
de 220 à 235 g/(kW · h). Ce type de réglage tend à se généraliser
sur les moteurs de poids lourds à injection directe du fait des réglementations limitant les émissions d’oxydes d’azote.
Ces réglages à combustion retardée sont généralisés sur les
moteurs Diesel pour véhicules de tourisme, à la fois pour réduire
le bruit et leurs émissions d’oxydes d’azote.
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Figure 2 – Diagrammes des cycles des moteurs Diesel marin et de poids lourds à injection directe (mesures CRMT)
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3. Auto-inflammation
Nota : le lecteur se reportera utilement à l’article Les carburants et la combustion
[B 2 520] dans ce traité.
3.1 Mécanisme d’auto- inflammation
Si le mélange de combustible et d’air se trouve exposé à une température progressivement croissante, il s’enflamme spontanément
lorsqu’une température seuil est dépassée. C’est le mécanisme
d’auto-inflammation. Cette température seuil est dite température
d’auto-inflammation, souvent notée TAI.
Sans rentrer dans les détails compliqués de ce mécanisme chimique complexe, on peut le décrire qualitativement de la manière
suivante :
— pour des températures encore inférieures à la TAI, le combustible mélangé à l’air s’oxyde pour donner des peroxydes dont la
concentration croit avec la température ;
— à partir du moment où une concentration critique en peroxydes
est atteinte, les réactions chimiques deviennent instables. Par un
mécanisme de réactions en chaîne, elles s’emblallent pour donner
une combustion vive.
La température qui donne lieu à l’emballement des réactions est
très variable selon la nature du combustible et sa structure
moléculaire.
La TAI peut être fortement modifiée par la présence de petites
quantités d’additifs. Des composés nitrés ou des peroxydes introduisent des molécules déjà oxydées et peu stables qui abaissent
sensiblement les TAI. Ils peuvent être utilisés pour améliorer
l’aptitude à l’auto-inflammation des gazoles (additifs procétane),
mais ils peuvent poser des problèmes de stabilité lors du stockage
du combustible. Inversement, la présence d’halogènes retarde
l’apparition des réactions en chaîne, ce qui relève très sensiblement
la TAI. C’est le principe de fonctionnement des extincteurs à hydrocarbures halogénés.
Les TAI de quelques composés classiques sont données
(0)
ci-dessous [10] :
hydrogène
570 oC
méthane
580 oC
n-butane
420 oC
isobutane
420 oC
n-octane
oC
isooctane
670 oC
220
Ces quelques valeurs montrent la grande variabilité de la TAI.
Les structures linéaires des n-paraffines donnent des TAI très
faibles alors que les structures ramifiées des isoparaffines donnent
des TAI très élevées.
3.2 Délai d’allumage
Dans le cas du moteur Diesel, l’auto-inflammation n’est pas instantanée, comme le montre nettement la figure 1. Le laps de temps
qui s’écoule entre le début de l’injection et l’apparition de la
flamme est appelé délai d’inflammation.
Plusieurs phénomènes ont lieu pendant le délai d’allumage :
— le combustible est injecté à une température faible (30 à 80 oC)
dans les gaz dont la température est élevée par compression
au-dessus de la TAI ;
— le mélange entre les gaz chauds et le jet de combustible
échauffe les goutellettes jusqu’à leur température d’ébullition,
B 2 700 − 6
apporte la chaleur nécessaire pour former de la vapeur de combustible et pour échauffer celle-ci au voisinage de la TAI. Cette première
phase correspond à la partie physique du délai d’allumage où les
températures sont trop faibles pour que les réactions d’oxydation
puissent avoir lieu de manière appréciable ;
— lorsque de la vapeur atteint des températures supérieures à la
TAI, un petit laps de temps est encore nécessaire pour que la
concentration critique en peroxydes puisse être atteinte et provoquer
l’inflammation. Cette seconde phase est liée essentiellement aux
phénomènes chimiques ;
— l’allumage a lieu en périphérie du jet, en un ou plusieurs points,
là où les concentrations critiques en peroxydes sont d’abord
atteintes. Au voisinage de ce point, les concentrations en peroxydes
sont proches du seuil critique. La chaleur dégagée par la combustion
d’un premier point permet donc très rapidement d’enflammer son
voisinage immédiat qui est presque prêt à s’enflammer
spontanément ;
— cela explique que la flamme se propage très rapidement, en
1 à 2 degrés vilebrequin, à l’ensemble du jet.
Il n’existe pas de frontière nette entre les phases physiques et
chimiques du délai ; seules des valeurs du délai total peuvent être
données.
Pour un gazole standard (indice de cétane = 50), nous obtenons,
sur moteur, les valeurs suivantes du délai d’allumage :
• Tgaz = 370 oC, pas d’allumage, délai supérieur à la durée du
cycle moteur
• Tgaz = 390 oC, délai = 1,6 ms
• Tgaz = 420 oC, délai = 1,3 ms
•
Tgaz = 450 oC, délai = 1,1 ms
•
Tgaz = 480 oC, délai = 0,9 ms
Pour des températures supérieures à 600 oC, les délais sont inférieurs à 0,4 ms.
Malgré la complexité des phénomènes chimiques impliqués et la
présence des phénomènes physiques d’échauffement et de vaporisation, le délai d’allumage peut se décrire en première approximation par une formule du type Arrhénius qui revient implicitement
à une réaction chimique unique :
eB ⁄ T
délai = A ----------pn
avec T et p température et pression des gaz pendant le délai.
L’existence de ce délai d’allumage peut avoir des conséquences
lourdes sur le fonctionnement du moteur, s’il représente un temps
non négligeable des cycles moteur.
Pour les moteurs Diesel des véhicules de tourisme, les régimes
maximaux sont de l’ordre de 4 500 tr/min. Un délai d’allumage de
1 ms correspond à un angle de rotation du vilebrequin de 27 degrés.
Ce temps représente plus de la moitié de la durée d’injection à pleine
charge.
Si l’injection se fait à débit constant, une fraction importante du
combustible est introduite dans la chambre pendant le délai, prémélangée à de l’air, ce qui provoque au moment de l’inflammation
une libération élevée et quasi instantanée d’énergie. Il en résulte
une élévation brutale de la pression dans le cylindre et un bruit
typique désagréable, dit cognement.
Si le délai est long, les faibles dimensions des chambres de
combustion des petits moteurs amènent à ce que les jets de combustible atteignent les parois avant que la combustion ait pu aider à
les vaporiser. Le combustible liquide ainsi déposé sur les parois brûle
très mal, ce qui conduit à des émissions d’hydrocarbures imbrûlés
polluants et odorants.
L’importance du délai d’allumage sur le déroulement de la
combustion conduit à utiliser, pour les moteurs Diesel rapides, du
gazole, dont l’aptitude à l’auto-inflammation est spécifiée sous
forme de l’indice de cétane.
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À l’opposé, si nous prenons un moteur de grande taille tournant
à 500 tr/min, un délai de 1 ms correspondra à une rotation de
3 degrés du vilebrequin et à l’injection de moins de 10 % du
combustible.
Un allongement du délai aura peu de conséquences sur le
déroulement de la combustion. Ces moteurs peuvent fonctionner
correctement avec des combustibles tels que les fiouls lourds et les
fiouls résiduels, moins chers que le gazole.
Les spécifications réglementaires de ces combustibles ne
précisent rien sur leur indice de cétane.
En l’absence de spécifications, il arrive parfois que les fiouls
résiduels aient des aptitudes à l’auto-inflammation si mauvaises que
le bon fonctionnement du moteur et sa longévité se trouvent
compromis.
3.3 Indice de cétane
Sur un moteur, les gaz présents dans la chambre sont constitués
d’air frais et de gaz brûlés résiduels du cycle précédent qui affectent
la température du mélange. Il n’est possible d’accéder à la température absolue des gaz en fin de compression que dans des
conditions d’essai particulières et en faisant appel à des moyens
d’acquisition et de traitement informatique du signal.
Bien avant que ces moyens existent, il a été nécessaire de quantifier l’aptitude à l’auto-inflammation des combustibles pour
moteurs Diesel : cela se fait sous forme de l’indice de cétane, par
une procédure d’essai qui n’est pas absolue, mais qui est reproductible et normalisée (norme NF M 07-035 de janvier 1985).
Les essais sont faits sur un moteur Diesel normalisé CFR, à taux
de compression variable.
Le délai d’allumage du combustible à tester est déterminé dans
des conditions normalisées, par rapport à des mélanges de cétane
(n-hexadécane) et de α-méthylnaphtalène. Le cétane, qui s’enflamme
facilement, a un indice 100, le α- méthylnaphtalène, qui s’enflamme
difficilement, a un indice 0. L’indice de cétane du combustible
testé [1] est défini comme la proportion de cétane dans ce mélange
binaire qui donne, dans les conditions d’essai normalisées, le même
délai d’allumage.
Actuellement, le gazole civil français a un indice de cétane minimal
de 50, le gazole militaire un indice minimal de 48.
4. Mécanisme de mélange
turbulent
4.1 Jet libre turbulent
4.1.1 Structure du jet
Étudions d’abord en détail la configuration géométrique la plus
simple qui est celle dite du jet libre, c’est-à-dire un jet de combustible issu d’un trou unique, injecté dans de l’air immobile et sans
effets perturbateurs des parois.
Les conditions usuelles d’injection (vitesse v 80 m s , diamètre
de trou d 0,2 mm ) sont telles que le jet issu de l’injecteur est
toujours turbulent. La structure du jet libre turbulent est schématisée
sur la figure 3.
Même en l’absence de turbulence préexistante dans le trou, celle-ci
naît sur le bord du jet immédiatement en sortie de l’injecteur. La
couche turbulente s’épanouit avec un demi-angle au sommet voisin
de 7 degrés. La turbulence née en sortie de l’orifice rejoint l’axe du
jet après un parcours légèrement supérieur à 4 fois le diamètre du
trou. C’est la zone dite de cône ou corps potentiel.
Après une zone de transition dont la longueur est égale à
2 diamètres environ apparaît la zone d’affinité établie qui a les
caractéristiques suivantes :
— un angle d’épanouissement de l’ordre de 27 degrés ;
— dans cette zone, les phénomènes radiaux de mélange de
masse et de quantité de mouvement sont pilotés par les mouvements turbulents, qui sont eux-mêmes proportionnels à la vitesse
axiale du jet qui les a engendrés ;
— cette proportionnalité entre la vitesse motrice axiale et les
phénomènes radiaux résultants explique cette similitude des profils qui facilitera grandement la description du jet libre ;
— les profils radiaux de vitesse et de concentration sont décrits
par les fonctions affines.
L’indice de cétane du fioul domestique n’est pas spécifié de
manière réglementaire. Pour des raisons fiscales, ce combustible
est utilisé en remplacement du gazole dans des moteurs Diesel de
petite et moyenne tailles pour des utilisations autres que sur route
(machines agricoles, engins de chantier, groupes électrogènes,
marine, etc.).
En pratique, les pétroliers fournissent des fiouls domestiques
dont l’indice de cétane est de l’ordre de 48 à 50, sans toutefois que
cette qualité puisse être garantie.
Il faut signaler que les gazoles disponibles aux États-Unis ont de
manière générale des indices de cétane nettement plus faibles que
les gazoles européens. Cela pose de sérieux problèmes de fonctionnement aux moteurs Diesel pour véhicules de tourisme,
d’ailleurs très peu répandus sur ce marché.
Deux ouvrages [2] [3] apportent des informations détaillées sur
les combustibles, leurs propriétés, les procédés de fabrication, les
méthodes d’essai, etc.
Figure 3 – Structure d’un jet libre turbulent
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B 2 700 − 7
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
4.1.2 Phénomènes physiques
majeurs et secondaires
Pour une description à échelle macroscopique d’un jet libre turbulent, applicable à la combustion Diesel, de nombreuses études
théoriques et expérimentales ont permis de dégager les phénomènes physiques majeurs ou négligeables suivants :
— les phénomènes de mélange de masse et de quantité de mouvement sont les mêmes, que le jet soit monophasique ou
diphasique ;
— le mélange turbulent crée dans le jet une dépression par
rapport au milieu ambiant. Cette dépression assure l’aspiration de
fluide ambiant. Si le jet passe près d’une paroi, cette dépression
peut aussi provoquer un collage du jet plus ou moins stable ;
— le mélange entre le jet et le milieu ambiant se fait sur la surface
latérale du jet, le mélange sur la partie frontale est négligeable ;
— les phénomènes de mélange laminaire sont totalement
négligeables devant ceux de nature turbulente, ce qui rend le
comportement du jet indépendant de la viscosité du fluide ambiant
ou de celle du fluide injecté.
4.1.3 Description quantitative
du jet libre sans combustion
La pénétration dans un fluide donné d’un jet turbulent libre, non
enflammé, mono- ou diphasique, est décrite par la formule :
x = 2,4 (veq deq t ) 1/ 2
avec
deq (m)
(1)
diamètre équivalent,
t (s)
temps écoulé depuis le début d’injection,
x (m)
pénétration du jet à l’instant t,
veq (m/s) vitesse équivalente.
La vitesse équivalente veq est introduite pour prendre en compte
les variations de vitesse d’injection pendant la durée d’observation
du phénomène. Elle est définie à partir de la poussée moyenne du
jet entre le début d’injection et l’instant d’observation par :
T
2
v eq = 1 T
0
2
v ( t ) dt
(2)
Le diamètre équivalent prend en compte l’écart de masse volumique entre le fluide injecté et le fluide ambiant. Il est défini par :
d eq = deff (ρ f /ρa
avec
deff
ρa
)1/2
(3)
diamètre effectif du trou,
masse volumique du fluide ambiant,
ρf
masse volumique du fluide injecté.
L’entraînement massique du jet est donné par la formule de
Ricou et Spalding [4] :
(4)
m˙ = 0,32 m˙ 0 x d eq
avec m˙ débit masse (fluide injecté + fluide entraîné) dans une
tranche du jet d’abcisse x et m˙ 0 débit masse de fluide injecté.
La figure 4a montre la bonne correspondance entre les pénétrations mesurées et celles données par la formule (1), dans le cas de
jets de gaz monophasiques, à masses volumiques différentes,
injectés à vitesse constante.
La figure 4b obtenue avec un système d’injection réel, en injectant
du fioul dans de l’air atmosphérique, montre la validité de la formulation proposée, pour un jet diaphasique, avec une forte différence de masse volumique entre le fioul injecté et l’air ambiant. Les
B 2 700 − 8
Figure 4 – Pénétration du jet libre
variations de la vitesse instantanée d’injection provoquent les cassures de la courbe de pénétration, visibles aussi bien sur les points
de mesure que sur la pénétration calculée.
Les lois de pénétration du jet libre résultent directement du
mélange de masse entre le fluide injecté et le fluide ambiant.
La force de traînée aérodynamique appliquée au jet est
négligeable, il conserve donc sa quantité de mouvement initiale.
La figure 5 montre, dans la zone d’affinité établie d’un jet libre
turbulent et à des distances variées de l’injecteur, la similitude des
profils radiaux de concentration en fluide injecté. Ils sont donnés
dans une représentation normalisée par : rayon/distance à l’injecteur
pour les abscisses, concentration au rayon r /concentration sur l’axe
pour les ordonnées.
La turbulence mélange le fluide ambiant au jet au travers de sa
surface latérale. Le mélange frontal à la pointe du jet est totalement négligeable.
Cette introduction latérale de fluide ambiant donne, aux
contours des zones isoconcentration, les formes typiques visibles
sur la figure 6.
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Figure 5 – Profil radial de concentration dans un jet libre [5]
Figure 7 – Concentration en fluide injecté sur l’axe d’un jet libre
sans combustion butane/air (mesures CRMT)
La vaporisation complète du fioul a lieu lorsque les gaz chauds
lui ont apporté une quantité de chaleur suffisante. La limite d’existence du liquide correspond donc à une concentration massique en
air d’autant plus faible que la température de celui-ci est élevée.
La figure 9 donne les pénétrations du jet de fioul vaporisé et du
noyau liquide.
Figure 6 – Forme des zones isoconcentration pour un jet libre
Dans la zone d’affinité établie, la concentration en fluide injecté,
sur l’axe du jet, est inversement proportionnelle à la distance parcourue, comme le montre la figure 7. La concentration sur l’axe
d’un jet libre sans combustion est donnée par C = 6,3 deq / x.
Pour les hydrocarbures usuels, le rapport stœchiométrique est
voisin de 15 g d’air/g de HC. Il faudrait donc un parcours de
15 × 6,3 × deq = 94 deq pour apporter sur l’axe du jet la quantité d’air
nécessaire pour assurer la combustion complète du produit injecté,
si la combustion n’avait pas d’effets perturbateurs.
4.1.4 Vaporisation du jet libre diphasique
Dans les moteurs Diesel, le mélange de masse entre les gaz
échauffés par compression et le fioul injecté est responsable de la
vaporisation de ce dernier et de son auto-inflammation.
La figure 8 illustre le mécanisme de vaporisation d’un jet. Nous
avons effectué ces prises de vues sur un moteur Diesel en utulisant
une technique de doubles images synchrones :
— l’image orange, obtenue par absorption de lumière, matérialise le noyau du jet qui contient du fioul liquide ;
— l’image bleue, obtenue par ombroscopie, matérialise le
contour de la vapeur de fioul dont l’indice de réfraction est fortement différent de celui de l’air qui l’entoure.
La forme du noyau liquide est très proche de celle des zones isoconcentration de la figure 6.
Près de l’injecteur, la quantité de gaz chauds mélangés au jet est
trop faible pour produire une vaporisation significative sur l’axe du
jet. Le liquide et la vapeur ont la même pénétration.
Après un certain parcours, la quantité de chaleur apportée sur
l’axe du jet est suffisante pour provoquer la vaporisation complète
du fioul, le noyau liquide s’arrête.
Lorsque l’allumage a lieu, un même mélange massique fioul /gaz
apporte au jet une quantité de chaleur beaucoup plus importante.
La longueur du noyau liquide est réduite dans un rapport de 2 à 3.
4.1.5 Influence de la combustion sur le jet libre
La combustion provoque une dilatation des gaz présents dans le
jet. La dépression régnant dans le jet se comble donc partiellement
par l’expansion en volume des gaz brûlés, au détriment du mélange
avec l’air ambiant.
La figure 10 illustre ce phénomène sur une flamme turbulente
décrochée, c’est-à-dire avec une vitesse d’injection du gaz qui est
trop élevée pour que la flamme puisse remonter à contre-courant
jusqu’à l’injecteur.
Dans la partie initiale, les jets de gaz progressent à même vitesse
et se mélangent de la même manière avec l’air ambiant que la
combustion ait lieu ou non plus loin en aval.
Dans la zone de combustion rapide du prémélange formé avant
allumage, le jet progresse à vitesse constante, ce qui confirme
l’absence de mélange avec l’air ambiant.
Une fois que le prémélange accumulé sur la partie froide a fini
de brûler, le jet enflammé a un comportement très proche de celui
du jet froid.
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COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Figure 8 – Noyau liquide et phase vapeur d’un jet libre diphasique (doc. CRMT)
Figure 10 – Pénétration d’un jet froid et d’une flamme de propane
(mesures CRMT)
Figure 9 – Pénétration du liquide et de la vapeur
dans un jet de moteur Diesel
Un jet turbulent de propane brûlant dans de l’air atmosphérique
progresse de 7 % plus vite que le jet froid correspondant.
La figure 11 montre la variation de pénétration d’un jet dans un
moteur Diesel, avant et après l’allumage. Dans les conditions
typiques du moteur Diesel, la combustion augmente la vitesse de
pénétration du jet enflammé de 5 % environ par rapport au même
jet froid.
B 2 700 − 10
Hormis lors de la combustion rapide d’un prémélange formé
avant allumage, la pénétration d’une flamme turbulente libre est
donc voisine de celle d’un jet froid.
Si, en termes de pénétration, la combustion a peu d’influence, il
n’en est pas de même pour les concentrations en produit injecté.
La figure 12 donne la comparaison entre les concentrations en
produit injecté mesurées sur l’axe d’un jet froid et d’un jet
enflammé. Dans la zone où il y a combustion, la concentration en
produit injecté sur l’axe du jet est décrite par C = 13,8 d eq / x, alors
que nous avons pour un jet froid C = 6,3 d eq / x.
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Le mélange sur l’axe du jet se trouve donc réduit d’un facteur de
2,2. La longueur de 94 d eq qui aurait été nécessaire, à froid, pour
apporter sur l’axe du jet nécessaire à la combustion se trouve donc,
du fait de celle-ci, portée à 2,2 × 94 = 207 d eq . Cette valeur est
confirmée par les analyses chimiques faites dans ces flammes libres
turbulentes : la combustion complète d’un gazole usuel nécessite un
parcours de 210 à 220 fois le diamètre équivalent de l’injecteur.
Aucune chambre de combustion de moteur n’offre un tel parcours
libre. Il y aura donc toujours interaction entre la flamme et les parois.
4.2 Jets déviés par un swirl
Pour accélérer le processus de mélange entre les gaz et le fioul,
de très nombreux moteurs Diesel utilisent des chambres de
combustion où l’air a de fortes vitesses de rotation, dit swirl.
La figure 13 montre les formes successives de jets turbulents
obtenues en injectant un liquide coloré dans une cuve d’eau claire
animée d’une vitesse de rotation.
Figure 11 – Pénétration d’un jet froid avant et après allumage
Figure 12 – Concentration sur l’axe d’un jet froid
et d’une flamme libres
Figure 13 – Jets turbulents injectés dans un swirl
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B 2 700 − 11
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Près du centre de la chambre, la vitesse tangentielle du fluide
ambiant est faible, la vitesse radiale du fluide injecté est élevée.
Les jets sont très peu déviés et leur angle d’épanouissement est
très proche de celui de jets libres.
En s’éloignant du centre, la vitesse tangentielle du milieu
ambiant croît et la vitesse radiale du jet diminue, le jet se trouve
fortement dévié. Il s’élargit et se mélange alors beaucoup plus vite.
La composante transversale de vitesse relative agit beaucoup
plus sur le mélange que la composante axiale. La composante
transversale introduit « directement » du fluide ambiant dans le jet
tandis que la composante axiale ne l’introduit que par l’intermédiaire de la turbulence qu’elle génère.
Du fait du fort mélange de masse, les jets prennent rapidement
une vitesse de rotation proche de celle du milieu ambiant, ce qui
réduit la vitesse relative et la vitesse de mélange. La vitesse de rotation du fluide ambiant n’aura donc malheureusement qu’un effet
fugace sur l’accélération de la vitesse de mélange.
Dans la configuration montrée ici, nous avons utilisé un rapport
vitesse de rotation / vitesse d’injection beaucoup plus grand que
ceux pratiqués sur les moteurs réels. Les jets se trouvent rapidement
rabattus les uns sur les autres pour se fusionner en un anneau
unique. Cela réduit considérablement la surface latérale de mélange
entre les jets et le fluide ambiant. Dans le cas présent, le rabattement
des jets les uns sur les autres réduit par 4 la vitesse de mélange
avec le fluide ambiant.
Cet exemple illustre de manière amplifiée une configuration de
jets qui doit absolument être évitée sur moteur, sous peine de
réduire l’utilisation de l’air et d’accroître fortement les émissions
de fumées.
Comme nous le verrons plus en détail (§ 6.2.4), le rapport vitesse
de rotation des gaz/vitesse d’injection doit être soigneusement
dosé :
— une vitesse de rotation trop faible réduit la vitesse de
mélange et de combustion et conduit à des jets peu déviés dont les
noyaux liquides peuvent arroser les parois de la chambre de
combustion ;
— une vitesse de rotation trop élevée rabat les jets les uns sur
les autres, réduit la vitesse de mélange et augmente les émissions
de fumées.
La figure 14 obtenue par visualisation en cinématographie
rapide au travers du piston d’un moteur Diesel à injection directe,
montre les formes successives des jets de fioul injectés dans les
gaz qui tournent à vitesse élevée.
On retrouve les trois étapes de la combustion Diesel :
— pénétration et vaporisation des jets de combustible ;
— auto-inflammation et propagation rapide de la flamme à
l’ensemble des jets ;
— combustion par diffusion.
Ici le rapport entre la vitesse d’injection et la vitesse du swirl est
correct. Le swirl est suffisant pour que les jets s’enflamment avant
de toucher les parois de la chambre de combustion. Les jets ne
sont pas rabattus les uns sur les autres avant d’atteindre les parois,
ce qui permet d’utiliser la totalité des gaz présents dans la
chambre.
B 2 700 − 12
Figure 14 – Jets injectés dans un swirl de moteur Diesel
de poids lourd
5. Formation de polluants
5.1 Caractères spécifiques
de la combustion turbulente
Le mécanisme de mélange turbulent entre le combustible et l’air,
utilisé sur les moteurs Diesel, se traduit par des concentrations
d’espèces chimiques et par des températures très variables d’un
point à l’autre du jet, comme nous l’avons vu sous forme des profils
radiaux de concentration ou de la variation de celle-ci sur l’axe du
jet (§ 4).
À cette variation déterministe des concentrations moyennées en
fonction du temps se superposent des fluctuations locales et rapides
résultant de la nature turbulente des jets.
Tous les phénomènes chimiques mis en œuvre lors de la
combustion relèvent en fait de réactions à échelle moléculaire. Les
lois d’équilibre et de cinétique étant hautement non linéaires, il
apparaît donc impossible de décrire précisément les mécanismes
chimiques en s’appuyant uniquement sur les valeurs moyennes de
concentration et de température.
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_________________________________________________________________________________________________ COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL
Les analyses détaillées d’échantillons prélevés localement dans
une flamme de diffusion et moyennés sur le temps montrent un
« non-mélange » local qui se traduit par la coexistence de combustible non brûlé et d’oxygène dans la flamme.
Par rapport à une concentration moyenne stœchiométrique, qui
aurait permis une combustion complète si l’air et le combustible
avaient été en contact intime, à échelle moléculaire, les hétérogénéités locales turbulentes permettent uniquement à 80 % du
combustible « brûlable » de brûler effectivement.
Par rapport à une combustion complète, un tel déficit local
d’avancement des réactions se traduit par :
— une baisse des températures locales ;
— la présence de combustible imbrûlé ou partiellement oxydé ;
— une augmentation des quantités d’oxygène localement disponibles pour former les oxydes d’azote.
Les connaissances qui seraient nécessaires pour décrire les fluctuations de concentration turbulente à échelle moléculaire ne sont
pas disponibles aujourd’hui. De ce fait, nous ne ferons donc qu’une
description qualitative et volontairement simplifiée des phénomènes chimiques et de leurs implications.
5.2 Réactions de dissociation thermique
Dans les conditions usuelles de fonctionnement des moteurs Diesel, les températures maximales de flamme dépassent souvent
2 000 K. Des températures aussi élevées provoquent de nombreuses
réactions partielles de dissociation moléculaire, parmi lesquelles :
N 2 $2N
●
●
O 2 $2O
●
●
H 2 O$OH + H
●
●
CO 2 $CO + 1 ⁄ 2O 2 N + O $NO
L’ensemble de ces réactions partielles a été décrit en détail par
Zeldovitch. Le mécanisme complet fait appel à 13 réactions chimiques, décrites par leurs équations d’équilibre et par leurs lois de
cinétique, toutes dépendantes des températures et des quantités
de produits présentes à échelle locale.
5.3 Formation du monoxyde de carbone
Le monoxyde de carbone intervient à deux titres : comme gaz
polluant au travers de sa réaction avec l’hémoglobine du sang qui
bloque le mécanisme de transfert de l’oxygène dans l’organisme et
comme élément perturbateur des réactions chimiques de
combustion, tant sur l’aspect libération d’énergie que sur l’utilisation
de l’oxygène.
La réaction partielle entre le mono- et le dioxyde de carbone est
donnée par :
CO 2 $CO + 1 ⁄ 2O 2
À l’équilibre, la loi d’action de masse donne :
1⁄2
[CO 2 ] ⁄ ( [CO][O 2 ]
) = kp ( T )
La dissociation de CO2 en CO étant endothermique, la constante
d’équilibre kp(T ) est une fonction croissante de la température. La
dissociation d’une molécule de CO2 donnant 1,5 molécule de produits CO + 1/2 O2 , le terme k p(T ) est une fonction décroissante de
la pression.
L’énergie libérée par l’oxydation du carbone en CO étant beaucoup
moins élevée que celle dégagée lors d’une oxydation complète, la
dissociation thermique de CO2 en CO a donc comme conséquences :
— un effet d’autolimitation des températures de flamme, qui
tend à réduire la production d’oxydes d’azote ;
— une utilisation partielle de l’oxygène disponible qui tend au
contraire à favoriser la formation des oxydes d’azote ;
— un retard sur la libération de l’énergie chimique du combustible qui réduit le rendement du moteur.
Les cinétiques de cette dissociation sont très rapides, ce qui dans
notre cas d’application rend la réaction pratiquement réversible. En
d’autres termes, les quantités importantes de CO formées pendant
les parties du cycle à haute température s’oxydent en CO2 pendant
la phase de détente grâce à l’excès d’air disponible, ce qui se traduit
en général par de très faibles émissions de CO pour les moteurs
Diesel. Cela peut être infirmé lorsque l’excès d’air global du moteur
est trop faible ou lorsqu’il y a des blocages thermiques locaux, ce
qui s’accompagne d’émissions de fumées et d’hydrocarbures
imbrûlés élevées. Ces blocages ont lieu le long des parois de la
chambre de combustion, dans la couche de gaz à basse température
et à faible vitesse de mélange. Les conséquences de ce blocage thermique le long des parois seront bien sûr d’autant plus graves que
la quantité de combustible concernée est grande. Le fait d’arroser
les parois avec du combustible liquide se traduit en pratique par une
élevation nette des émissions de CO et des autres imbrûlés.
5.4 Formation des oxydes d’azote
Les oxydes d’azote sont à prendre en compte comme polluants
au travers de deux aspects :
— oxydants puissants qui irritent ou détruisent les muqueuses,
avec un effet létal à de faibles concentrations ;
— agents chimiques contribuant à la formation de pluies acides
ou de smog dans l’atmosphère.
Deux types d’oxydes d’azote sont présents en quantités significatives dans les gaz d’échappement des moteurs Diesel : le monoet le dioxyde d’azote dont les réactions de formation sont :
●
●
N + O $NO et 2NO + O 2 $2NO 2
Le monoxyde d’ozote représente le plus souvent 80 à 90 % des
émissions totales d’oxydes d’azote, mesurée directement à la sortie
du moteur. Du fait qu’une partie importante du monoxyde d’azote
s’oxyde spontanément en dioxyde d’azote dans l’atmosphère, les
normes de pollution introduisent la notion de NOx , qui suppose que
cette oxydation est complète. En effet, les calculs d’émissions massiques d’oxydes d’azote sont faits en attribuant aussi bien au NO
qu’au NO 2 mesurés le poids moléculaire du NO 2 . Nous nous
intéresseront ici uniquement au composant majoritaire qui est le NO.
La loi d’action de masse donne à l’équilibre :
[ NO ] ⁄ ( [ N 2 ] ⋅ [ O 2 ] ) 1 ⁄ 2 = k ( T )
soit en pratique :
[ NO ] ⁄ ( [ O 2 ] ) 1 ⁄ 2 = k ′ ( T )
puisque les quantités d’azote impliquées dans ces réactions sont
trop faibles pour affecter de manière appréciable la concentration
en azote.
La constante d’équilibre est une fonction croissante de la
température ; elle est indépendante de la pression, puisque la réaction de dissociation ne provoque pas de variations du nombre de
molécules. Les cinétiques de formation et de dissociation du NO sont
très lentes par rapport aux échelles de temps des moteurs Diesel.
La figure 15 montre des mesures de quantités totales d’oxydes
d’azote présentes en fonction de l’angle, dans le cylindre d’un moteur
Diesel à injection directe. Elles ont été obtenues grâce à une soupape
de prélèvement synchrone qui recueille environ 80 % des gaz du
cylindre pendant une durée de l’ordre de 5 degrés vilebrequin.
La formation très rapide des oxydes est nettement visible pendant la partie à haute température du cycle. La quantité maximale
formée est très voisine de celle mesurée à l’échappement, la légère
décroissance visible pendant la détente est autant imputable à des
imprécisions de mesure qu’à un phénomène réel.
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B 2 700 − 13
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
rature due à la compression, les températures initiales et maximales
de cycles et de réduire ainsi efficacement les émissions d’oxydes
d’azote (§ 9.1.2) ;
— recirculation des gaz d’échappement : ce procédé, le plus
souvent nommé EGR (Exhaust Gases Recirculation ), consiste à
mélanger à l’air admis une partie des gaz d’échappement du moteur
(§ 9.1.3). Cette dilution de l’air comburant par des gaz inertes
intervient de deux façons pour réduire les émissions d’oxydes
d’azote :
• réduction des concentrations en oxygène, directement liée au
taux de recirculation,
• abaissement des températures de combustion variable selon
les conditions de mise en œuvre.
5.5 Formation des suies
Le moteur Diesel est souvent considéré comme polluant du fait
des émissions de suies qui sont, contrairement aux polluants gazeux,
directement perceptibles par chacun, sans appareils de mesure.
Le mode de combustion par diffusion utilisé dans ces moteurs
est naturellement générateur de suies.
■ La figure 16 permet de mettre en évidence les mécanismes
impliqués.
Au voisinage de l’injecteur, un volume d’air ① qui pénètre dans
le jet y rencontre une grande quantité de combustible.
Si l’allumage a eu lieu, le fioul utilise tout l’oxygène disponible
dans ce volume ① qui se transforme en gaz brûlés chauds notés ②.
En migrant vers le cœur du jet, ce volume ② échauffe le combustible en l’absence d’oxygène, ce qui conduit en ③ à la formation de
suies par pyrolyse des hydrocarbures.
Figure 15 – Évolution des quantités d’oxydes d’azote
sur un cycle de moteur Diesel
Cela présente l’avantage que les quantités effectivement formées
ne sont qu’une faible fraction de ce qui serait produit si l’équilibre
était atteint. En contrepartie, les cinétiques sont beaucoup trop lentes
pour que des quantités formées lors des phases à haute température
du cycle puissent être détruites par abaissement de température lors
de la détente.
On peut en déduire les fils conducteurs des procédés de réduction à la source des émissions d’oxydes d’azote : combustion avec
des températures maximales de cycle aussi faibles que possible et
en présence d’une faible quantité d’oxygène.
De manière concrète, on retrouve les procédés suivants :
— retard à l’injection, de façon à brûler tardivement le combustible pendant la détente avec des températures plus faibles (§ 9.1.1) ;
— fractionnement de la chambre : l’utilisation d’un moteur à préchambre permet de démarrer la combustion dans un petit volume
qui ne contient qu’une faible fraction de l’air lorsque la température
maximale est atteinte (§ 7).
Le manque d’oxygène permet, malgré des températures maximales élevées, d’obtenir facilement avec les moteurs à préchambre
des émissions d’oxydes d’azote plus faibles qu’avec des moteurs à
injection directe. Le début de combustion, qui se fait alors en conditions riches, s’accompagne de très grandes quantités de fumées qu’il
faudra ensuite brûler ;
— refroidissement de l’air à l’admission : dans le cas d’un moteur
suralimenté, l’utilisation d’un refroidisseur intermédiaire situé entre
le compresseur et le moteur permet d’atténuer l’élévation de tempé-
B 2 700 − 14
Plus loin en aval de l’injecteur, un volume d’air (A) qui se
mélange au jet ne rencontre pas de fioul à sa périphérie puisqu’il
a déjà été brûlé en amont. Sous réserve que la température soit
alors suffisante, l’oxygène ainsi apporté permet de brûler les suies
en (B). C’est le mécanisme de postoxydation.
■ La figure 17 donne les quantités de suies mesurées dans les
tranches d’une flamme de diffusion turbulente et stationnaire de
butane injecté dans l’air atmosphérique.
En partant de l’injecteur, la première partie de la courbre est
croissante. Le mécanisme de formation par pyrolyse est prépondérant dans les zones les plus riches en combustible.
La courbe atteint un maximum lorsque la pyrolyse et la postoxydation se compensent.
La postoxydation l’emporte ensuite sur la pyrolyse en faisant
décroître la quantité de suies présente dans les tranches de
flamme, jusqu’à ce que la température devienne trop faible et produise le blocage thermique de la postoxydation.
Les quantités de suies restent alors constantes ; il y a uniquement dilution par l’air mélangé à la flamme.
Il est donc clair que les quantités de suies émises seront le
résultat de la compétition entre la pyrolyse et la postoxydation et
dépendront fortement de l’instant où le blocage thermique a lieu.
■ La figure 18 obtenue par mesure optique dans la chambre de
combustion d’un moteur Diesel montre le même enchaînement de
mécanismes :
— lors de l’allumage, de grandes quantités de suies sont formées
très rapidement par pyrolyse dans les zones riches des jets ;
— la postoxydation fait décroître très rapidement la quantité de
suies présente dans la chambre de combustion ;
— la chute de température lors de la détente provoque le blocage thermique de la postoxydation et fixe ainsi la quantité de
suies qui sera émise à l’échappement du moteur.
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Figure 16 – Formation et destruction des suies
dans une flamme de diffusion
Figure 18 – Évolution des quantités de suies sur un cycle de moteur
Diesel
Figure 17 – Évolution des quantités de suies
dans une flamme de diffusion
Il est remarquable que les suies émises ne représentent qu’une
faible fraction de celles qui ont été formées en début de combustion.
■ La figure 19 montre des micrographies de suies prélevées dans
une flamme d’acétylène et à l’échappement d’un moteur Diesel. Les
structures de chaînons et les tailles de nucléides élémentaires sont
identiques (100 à 300 Å).
Cela confirme que la formation des suies dans le moteur Diesel
a lieu en phase gazeuse et qu’elle est indépendante du fait que le
combustible soit injecté sous forme de gouttelettes.
Seul le fonctionnement au fioul lourd laisse des traces des gouttelettes dans les émissions du moteur. Il y a alors production de
cénosphères qui sont le squelette non volatil des gouttelettes. Les
tailles typiques de cénosphères se situent entre 1 et quelques
dizaines de micromètres.
■ Avant d’aller plus loin dans les applications des moteurs Diesel, il
apparaît donc utile de détailler les mécanismes physicochimiques
impliqués.
● Pyrolyse
Lorsqu’un hydrocarbure est exposé à des températures élevées,
la fraction qui ne peut brûler du fait d’un déficit d’oxygène subit un
craquage thermique qui laisse des liaisons carbone ouvertes. La
rencontre de deux fragments présentant des liaisons ouvertes donne
lieu à polymérisation, c’est-à-dire à la création d’une molécule
d’hydrocarbure plus lourde que les constituants initiaux. Globalement, le mécanisme de polymérisation l’emporte sur le craquage,
ce qui se traduit par une production d’hydrocarbures lourds, dont
la concentration dépasse rapidement le point de saturation. Il y a
alors condensation de ces hydrocarbures autour de germes, c’est
l’étape de nucléation.
La production d’hydrocarbures lourds se poursuivant, il se crée,
d’une part, de nouveaux nucléides et, d’autre part, un dépôt autour
des nucléides préexistants, c’est-à-dire une étape de croissance en
surface.
L’agitation thermique provoque la collision des nucléides de HC,
qui collent entre eux pour s’agglomérer sous forme de chaînes,
c’est le mécanisme de coalescence.
La croissance en surface se poursuivant, il y a habillage des
gouttelettes collées entre elles, ce qui renforce la solidité des
chaînons.
L’exposition à température élevée des hydrocarbures lourds initialement formés entraîne leur déshydrogénation plus ou moins
complète pour les transformer en carbonne.
Il existe un équilibre remarquable entre les mécanismes de
nucléation et de croissance en surface, ce qui se traduit par des
tailles stables de nucléides, typiquement autour de 200 Å.
La production des hydrocarbures lourds nécessaires à la création
des nucléides sera d’autant plus facile que le poids moléculaire initial
du combustible sera élevé. À ce titre, les gaz de pétrole liquéfiés (GPL)
et le méthane ont beaucoup moins tendance à former des suies que
les combustibles liquides. Si le combustible présente des liaisons
carbone-carbone non saturées, les mécanismes de polymérisation
seront facilités. La combustion de l’acétylène ou du benzène donne
de très grandes quantités de suies. Dans les gazoles, la présence
d’oléfines ou d’aromatiques peut accroître les productions de suies.
Il faut noter que les températures de fin de compression des gaz
frais rencontrées dans les moteurs Diesel sont insuffisantes pour
produire des quantités détectables de suies. La formation a lieu
uniquement après l’allumage.
● Postoxydation
Les quantités d’oxygène et les températures nécessaires pour
brûler la suie ne peuvent pas être justifiées par la réaction
chimique simple C + O 2 !CO 2 . Il apparaît aujourd’hui comme
acquis que la postoxydation des suies se fait par l’intermédiaire du
radical hydroxyle OH● .
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B 2 700 − 15
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
de suies, mais au prix d’une combustion brutale, d’un bruit inacceptable et de forts risques d’arroser les parois de la chambre avec
du fioul liquide, ce qui accroît alors considérablement les émissions
de suies et d’hydrocarbures imbrûlés.
La seule approche réaliste consiste à détruire le plus complètement possible la suie formée, sachant que cela n’est possible que
s’il n’existe plus de zones riches, c’est-à-dire alors que la fraction
brûlée est déjà élevée. La postoxydation des suies ne peut donc être
qu’une phase finale du processus de combustion. Malheureusement,
les mécanismes de mélange de jets utilisés voient leur vitesse décroître au fur et à mesure que le mélange a lieu.
Cela implique que, pour disposer d’une vitesse de mélange significative en fin de combustion, il faut démarrer avec une vitesse de
mélange très élevée, ce qui accélère le début de combustion, augmente les températures maximales de cycle et les productions
d’oxydes d’azote. Nous aurons donc en permanence à rechercher
un compromis entre les émissions d’oxydes d’azote et les émissions
de suies.
5.6 Formation des hydrocarbures
imbrûlés
Des défauts locaux de mélange peuvent faire en sorte qu’une
partie du combustible se retrouve à l’échappement, intact ou
transformé chimiquement. Il existe plusieurs sources d’hydrocarbures imbrûlés : vidange du sac de l’injecteur, levée secondaire
de l’aiguille d’injecteur, blocages de la combustion près des parois,
consommation d’huile.
■ Vidange du sac de l’injecteur
Figure 19 – Micrographies de suies (× 50 000)
Il en résulte les conséquences pratiques suivantes :
— la quantité d’oxygène à mettre en œuvre pour obtenir de faibles
émissions de suies sera beaucoup plus importante que celle nécessitée par la réaction C + O 2 !CO 2 . En pratique, les moteurs Diesel
fonctionnent avec des quantités d’air minimales qui sont 1,1 à 1,2
fois les quantités stœchiométriques ;
— la postoxydation des suies n’aura lieu que si la température
est suffisante pour qu’il existe des radicaux OH● . Compte tenu des
temps de séjour disponibles dans les moteurs Diesel, nous
constatons que la postoxydation devient dérisoire lorsque la
température des gaz est inférieure à 1 000 ou 1 100 K. C’est la gamme
de températures de blocage thermique de la postoxydation, qui
correspond aussi aux mesures faites dans des flammes de diffusion
atmosphériques ;
— la présence de métaux dans la flamme permet, par action
catalytique, d’accroître la production de radicaux OH ● à faible
température et ainsi de réduire efficacement les émissions de suies
des moteurs Diesel, du moins sur les points de fonctionnement où
un blocage thermique prématuré de la postoxydation a lieu.
Pour réduire les émissions des suies des moteurs Diesel, il peut
apparaître tentant de réduire la formation des suies par pyrolyse.
Pour cela, il faudrait pouvoir faire en sorte qu’il n’y ait pas de
combustion dans les zones riches.
Un fonctionnement avec un délai d’allumage très long permet de
passer des températures de fin de compression aux températures
de flamme, après qu’une quantité d’air importante a été prémélangée au fioul. Cela permet effectivement d’éhapper à la formation
B 2 700 − 16
La figure 20 montre la coupe d’injecteurs multitrous avec leur
sac, qui est le volume compris entre le siège de l’aiguille et l’entrée
des trous.
Après fermeture de l’aiguille, le sac se trouve rempli par du fioul
liquide qui est échauffé par l’injecteur. La dilatation et l’ébullition
éventuelle du fioul font sortir par les trous quelques gouttes de
combustible.
Ces gouttes sont émises en cours de détente, avec des vitesses
initiales très faibles, elles ont un diamètre important, de l’ordre de
celui des trous. Ces deux facteurs font que les échanges de chaleur
et de matière entre ces gouttes et l’air sont très réduits.
Le fioul ainsi introduit dans le moteur ne brûle pas et se retrouve
pratiquement intact à l’échappement.
Pour diminuer ces émissions, la solution consiste à réduire le
volume du sac, en jouant sur son diamètre et sur sa profondeur.
Une solution extrême, dite injecteur sans sac ou injecteur à
siège perforé, consiste à faire déboucher les trous de pulvérisation
dans la zone de portée de l’aiguille. Elle réduit de manière spectaculaire les émissions d’hydrocarbures dues à la vidange du sac ;
elle nécessite une maîtrise parfaite de la réalisation pour ne pas
compromettre les autres aspects des performances du moteur.
■ Levée secondaire de l’aiguille d’injecteur
Le comportement hydraulique du système d’injection peut
provoquer, après la fermeture de l’aiguille, le retour d’ondes de pression de forte amplitude vers l’injecteur. Si cette pression est suffisante, l’aiguille s’ouvre une deuxième fois. Le fioul ainsi introduit
tardivement et à faible vitesse dans le moteur se mélange très mal
avec les gaz chauds et déjà appauvris en oxygène. On le retrouve
en majeure partie sous forme d’hydrocarbures imbrûlés à l’échappement du moteur.
Ce dysfonctionnement du système d’injection doit à tout prix
être éliminé si le moteur veut satisfaire aux normes actuelles ou
futures de pollution. Parmi les moyens disponibles pour réduire ou
éliminer les levées secondaires d’aiguille, on peut citer :
— la réduction de la longueur et du volume de la tuyauterie de
liaison entre la pompe et l’injecteur. La longueur minimale est fixée
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Figure 20 – Coupes d’injecteurs à trous (doc. Bosch)
par l’architecture du moteur et l’implantation de la pompe. Le diamètre de la tuyauterie de liaison résulte d’un compromis entre les
pertes de charge et les effets indésirables d’élasticité du fioul
présent dans celle-ci ;
— l’injecteur-pompe, qui supprime la tuyauterie ;
— l’utilisation de clapets à réaspiration ou à pression constante.
Un clapet de tête de pompe, muni d’une collerette, permet, en fin
d’injection, de réaspirer vers la pompe une partie du fioul présent
dans la tuyauterie, ce qui réduit ou annule la pression résiduelle
présente dans la tuyauterie entre deux injections, et évite les risques
de levées secondaires.
Il faut noter que, par ailleurs, l’existence d’une pression résiduelle
permet d’éviter les érosions par cavitation de la tuyauterie, dues à
des alternances d’ondes de pression négatives et positives. Là aussi
la détermination d’un clapet à réaspiration est un compromis à doser
sur la plage de fonctionnement du moteur ;
— l’adjonction d’un filtre tige dans le raccord d’entrée du porteinjecteur, qui permet d’atténuer les ondes de pression circulant dans
la ligne hydraulique. Il permet de réduire les levées secondaires, au
prix de pertes de charge supplémentaires lors de la phase principale
d’injection.
■ Blocages de la combustion près des parois
La tenue des matériaux classiques constituant la chambre de
combustion, la tenue du film d’huile sur le cylindre imposent des
températures de paroi très faibles par rapport aux températures de
combustion.
Près des parois, il existe une couche perturbée dans laquelle les
frottements diminuent considérablement les vitesses de mélange et
créent sur une faible épaisseur un gradient de température, allant
des températures de flamme de l’ordre de 2 000 K à celles des parois
comprises usuellement entre 400 à 600 K.
Dans cette couche perturbée, le faible mélange et la palette de température créent les conditions de formation des imbrûlés : fioul
intact, fioul transformé chimiquement, suies, monoxyde de carbone,
produits d’oxydations partielles (carboxyles, aldéhydes, etc.). Bien
que le détail de cette couche soit aujourd’hui encore très mal connu,
on peut utiliser cette notion pour en déduire la conséquence qualitative suivante : plus la quantité de fioul introduite dans cette couche
est grande, plus les émissions d’imbrûlés seront élevées.
La figure 21 montre la croissance spectaculaire des émissions
d’hydrocarbures lorsque le parcours libre entre l’injecteur et la
paroi devient inférieur à la longueur du noyau liquide du jet libre.
Lorsque le noyau liquide des jets touche les parois, une partie des
gouttelettes y reste fixée par mouillage. La masse de fioul concernée
par les blocages locaux de combustion est alors beaucoup plus
grande que si les parois avaient été atteintes uniquement par la partie
gazeuse du jet.
Les arrosages de parois par le fioul liquide devront être évités pour
obtenir des niveaux acceptables d’émissions de HC, sauf si les températures de parois et les vitesses locales sont suffisantes pour
balayer les dépôts de fioul liquide.
Il faut aussi signaler que l’huile consommée par le moteur n’est,
le plus souvent, que partiellement brûlée et peut contribuer de façon
importante aux émissions d’imbrûlés du moteur. Des soins particuliers sur l’étanchéité des queues de soupape et sur la segmentation
Figure 21 – Effet de la longueur du noyau liquide du jet
sur les émissions d’hydrocarbures imbrûlés (mesures CRMT)
permettent de réduire la consommation d’huile du moteur et les
émissions de HC résultantes. Ces mesures sont bien sûr à appliquer
en étant attentifs à ne pas compromettre la longévité du moteur par
des lubrifications localement insuffisantes.
5.7 Particules solides
Ce terme résulte d’une approche plus réaliste des effets biologiques, au travers des évolutions de normes de pollution. Les gaz
d’échappement ne pénètrent, en effet, dans les poumons qu’après
dilution et refroidissement dans l’air. Cela provoque la condensation
d’une partie des hydrocarbures présents dans les gaz d’échappement. Cette condensation se fait préférentiellement sur les germes
disponibles : suies et résidus de combustion des minéraux présents
dans l’huile et le gazole.
La notion de norme d’émissions de particules solides est d’abord
apparue aux États-Unis, puis s’est généralisée progressivement
dans les pays développés.
Bien que les niveaux autorisés et le détail des procédures
puissent varier, on retrouve en commun les points suivants :
— dilution en une ou deux étapes d’une partie des gaz d’échappement du moteur dans de l’air ambiant, de façon à obtenir, par
mélange, une température inférieure à 52 oC ;
— prélèvement des particules contenues dans les gaz dilués sur
un filtre à efficacité de rétention spécifiée ;
— mesure de la prise de poids du filtre.
La notion de particules solides ne correspond donc pas à des
espèces chimiques définies, mais à tout ce qui est captable par un
filtre dans des gaz refroidis par dilution. Nous retrouverons donc
dans les particules les éléments suivants :
— suies ;
— hydrocarbures lourds condensés ;
— résidus des minéraux présents dans l’huile et le combustible.
La réduction des émissions de particules fait donc appel aux
mécanismes décrits ci-dessus pour les suies et les hydrocarbures
imbrûlés. La part minérale des émissions de particules résulte directement de l’huile et du combustible utilisés ; à ce titre, elle peut
intervenir comme élément limitatif des possibilités d’additivation.
5.8 Autres polluants
Dans la chambre de combustion, nous avons du carbone, de
l’oxygène, de l’hydrogène, de l’azote, du soufre et divers métaux.
Les températures sont telles que les molécules sont partiellement
dissociées sous forme atomique, ce qui permet en principe de
former, par recombinaison des atomes libres, un nombre considérable de produits organiques et minéraux.
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COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Parmi les produits qui ne font pas encore l’objet de normes définitives, un certain nombre peut produire des désagréments suffisants
pour qu’ils aient fait l’objet d’études particulières. De façon non
exhaustive, nous pouvons citer :
— le dioxyde de carbone ; les quantités rejetées sont directement
liées aux quantités de combustibles fossiles brûlés dans les moteurs
Diesel et autres combustions. L’élévation résultante de la teneur en
CO2 dans l’atmosphère ne produit pas d’effets biologiques directs
apprécialbes, mais elle contribue au réchauffement de l’atmosphère
par effet de serre, du fait de la très forte absorption d’infrarouges
par le CO2 .
Le souci de limitation des rejets de CO2 conduit à remettre en
question des solutions antérieurement retenues pour réduire les
émissions d’oxydes d’azote au détriment de la consommation
spécifique ;
— les produits d’oxydation partielle ; parmi ceux-ci, les aldéhydes sont très odorants et irritants pour les muqueuses. On les
retrouve surtout lors du démarrage à froid des moteurs. Ils résultent
du blocage thermique le long des parois froides de combustible
déjà partiellement oxydé. Des longueurs réduites des noyaux
liquides de jets et une montée rapide en température des parois de
la chambre de combustion permettent de réduire la production
d’aldéhydes ;
— les polynucléides aromatiques ; ce terme recouvre un très
grand nombre de molécules d’hydrocarbures contenant des
noyaux benzéniques qui sont formés par le mécanisme de pyrolyse et présents dans les particules solides. Un certain nombre de
ces produits ont des effets mutagènes ou cancérigènes prouvés.
Cette action biologique importante implique des mécanismes qui
sont loin d’être complètement élucidés ;
— les produits soufrés ; le soufre présent dans le combustible ou
dans l’huile brûlée se retrouve à l’échappement sous forme d’anhydrides ou d’acides sulfureux et sulfurique ainsi que sous forme de
sulfates métalliques. Avant même que des soucis de protection de
l’environnement soient apparus, le risque de condenser de l’acide
sulfurique sur des parois froides du moteur et de les éroder (fonds
des gorges de segment) conduit à limiter la teneur maximale en
soufre des combustibles destinés aux moteurs Diesel.
Les évolutions de normes d’émission de particules solides aux
États-Unis tendent à limiter les rejets de sulfates métalliques. Bien
qu’ils soient rarement directement toxiques, ils permettent
d’introduire dans l’organisme des métaux lourds qui peuvent être
ensuite métabolisés si, par exemple, un acide organique déplace le
sulfate initial.
Les normes limitant les rejets des polluants de nature diverse
deviennent plus sévères au fur et à mesure que des possibilités
réelles de dépollution apparaissent.
Le respect de ces normes est actuellement devenu un aspect
capital du développement des moteurs Diesel, en particulier au
travers de l’organisation de la combustion.
6. Moteurs à injection directe
Ce terme recouvre les moteurs Diesel où l’injection et la
combustion ont lieu dans un volume unique situé directement
au-dessus du piston. Dans cette famille, nous distinguons les
moteurs à chambre ouverte et les moteurs à chambre fermée.
6.1 Moteurs à chambre ouverte
Les chambres ouvertes sont peu creusées et ont un diamètre
proche de l’alésage du moteur. Ce type de chambre se rencontre
sur les plus gros moteurs Diesel, avec les alésages variant entre
1 m et 200 mm environ avec des régimes nominaux de rotation
compris entre 50 et 1 500 tr/min.
B 2 700 − 18
Ces moteurs existent aussi bien en cycle 4 temps, où les pme
atteignent 22 bar ou plus, qu’en cycle 2 temps où les pme sont
limitées à 18 bar du fait d’une charge thermique plus élevée.
Avec ce type de chambre, le mélange entre l’air et le fioul a lieu
uniquement du fait de la vitesse d’injection, l’air étant pratiquement immobile dans la chambre.
Cette disposition présente des avantages :
— pour un moteur 4 temps, l’admission d’air se fait le plus souvent
par deux soupapes montées dans deux volutes en Y. Cette disposition simplifie le dessin des collecteurs d’admission et, par raison
de symétrie, donne une vitesse de rotation négligeable à l’air dans
le cylindre ;
— pour un moteur 2 temps, ce mode de combustion est
compatible avec un balayage en boucle qui simplifie la réalisation
du moteur et réduit sa hauteur. Il est, en effet, très difficile d’obtenir
à la fois une pureté de balayage élevée et des vitesses de rotation
significatives de l’air admis ;
— le fait de ne pas créer de mouvements d’air pendant l’admission et la compression réduit les échanges de chaleur entre les gaz
et les parois. Cet avantage est décisif pour les grands alésages et
les pme élevées, où la charge thermique des pistons apparaît
comme un des éléments les plus limitatifs des perfomances ;
— l’inconvénient majeur, qui empêche d’appliquer cette solution
à de petits alésages, est que le déroulement de la combustion repose
presque exclusivement sur le fonctionnement du système d’injection, qui conduit à exiger des très hautes performances d’injection,
d’où un prix élevé. De plus, l’aptitude du moteur à fonctionner correctement sur une large plage de charges ou de régimes se trouve
limitée par la « dynamique » du système d’injection puisque aucun
autre paramètre d’ajustement n’est disponible.
6.1.1 Dessin des chambres et angle
de nappe des injecteurs
La chambre de combustion est dessinée autour des jets libres de
fioul, qui ont un angle d’ouverture de 27 à 30 degrés.
■ Pour un moteur 4 temps, l’implantation des soupapes impose en
pratique une culasse plane (figure 22a). Une disposition de moteur
à 4 soupapes par cylindre permet de placer l’injecteur verticalement,
au centre du cylindre et de la chambre de combustion qui sont alors
concentriques.
Pour que les jets ne lèchent pas de façon franche la culasse,
l’angle maximal d’ouverture de la nappe d’injection est de :
180 – 2 (27/2) = 153 degrés.
Une nappe plus fermée évite le contact direct entre les jets
enflammés et la culasse, mais nécessite de creuser le piston pour
donner un parcours libre aux jets.
Compte tenu des contraintes de rapport volumétrique, il est en
pratique difficile d’utiliser des angles de nappe inférieurs à
140 degrés. La gamme d’angles de nappe utilisés sur la majorité des
moteurs 4 temps est donc comprise entre 140 et 155 degrés.
■ Pour un moteur 2 temps à balayage par lumières, la forme de la
culasse est plus libre, ce qui permet de répartir le volume alloué aux
jets entre celle-ci et la tête de piston comme le montre la figure 22b.
6.1.2 Nombre et diamètre des trous de l’injecteur
La capacité de débit d’un système d’injection peut globalement
se caractériser par le taux d’introduction, exprimé en mm3/degré
vilebrequin, ou en mm3 /degré vilebrequin et litre de cylindrée.
Pour juger de l’effet du nombre et de la taille des trous de
l’injecteur, il faut :
— faire les comparaisons à taux d’introduction et à pression
d’injection constants, ce qui impose une section de passage totale
constante dans les n trous de diamètre d ;
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Chaque jet a un angle d’épanouissement de 30 degrés environ,
d’où un nombre maximal de 360 / 30 = 12 jets, pour des jets pratiquement tangents entre eux.
D’autres considérations amènent en pratique à choisir un nombre
de trous plus faible.
Prenons comme exemple les données typiques suivantes :
— un moteur de 300 mm d’alésage ;
— un rapport volumétrique de 12/1 et un taux de suralimentation
de 3 ;
— des injecteurs à trous de 0,8 mm.
Au PMH, la masse volumique de l’air est de l’ordre de :
1,29 × 3 × 12 = 46 g/L. Avec un fioul usuel de masse volumique de
830 g/L, le diamètre équivalent de l’injecteur est :
deq = deff (ρ f / ρa)1/2 = 0,8 (830/46)1/2 = 3,4 mm
Le parcours libre de 150 mm représente donc 44 fois le diamètre
équivalent de l’injecteur. En pleine charge, le parcours nécessaire
pour brûler complètement le fioul injecté est de l’ordre de 200 fois
le diamètre équivalent.
Les jets atteindront donc les parois de la chambre bien avant que
la combustion soit terminée. Cela conduit à un étalement de la
flamme sur les parois et à des recirculations de gaz brûlés dans
chaque jet ou entre jets voisins. Ces recirculations de gaz brûlés
dans des parties riches de la flamme renforcent très sensiblement
la formation de suies.
Le nombre de trous est donc généralement inférieur à 12, pour
écarter les jets de façon à trouver un compromis entre l’incidence
des recirculations sur les suies et la réduction de la vitesse de
mélange.
Figure 22 – Moteurs 2 et 4 temps à chambre ouverte,
à injection directe
— considérer en première approximation que les écoulements
dans l’injecteur sont sans pertes de charge, donc à vitesse d’injection constante ;
— assimiler la section effective de passage dans les trous à la
section géométrique, en supposant qu’il n’y a pas de contraction
d’écoulement.
La pénétration d’un des n jets est donnée, en fonction du temps,
par la relation (1) et la quantité d’air mélangée à la pointe des n jets
par la relation (4).
À section de passage constante de l’injecteur, nous avons :
n (d )2 = Cte d’où d = a/(n )1/2
donc pour la pénétration :
x = b (veqt )1/2/n1/4
et pour l’air mélangé à la pointe des n jets :
m˙ = c m˙ 0 ( v eq t ) 1 ⁄ 2 n 3 ⁄ 4 d eq
avec a, b et c constantes.
Ces calculs montrent qu’il est doublement avantageux d’utiliser
un nombre élevé de trous de petit diamètre :
— une réduction de diamètre du trou, qui fixe le facteur d’échelle
géométrique du jet, réduit la pénétration de son noyau liquide et
les risques d’arrosage des parois ;
— une augmentation du nombre de trous accroît la vitesse de
mélange avec l’air, par l’intermédiaire d’une augmentation de la
surface latérale d’échange entre les jets et les gaz.
Le nombre maximal de trous utilisables est d’abord limité par les
interférences entre jets voisins, avant contact avec les parois.
6.1.3 Problèmes spécifiques de combustion
Comme nous l’avons déjà signalé, la vitesse de mélange entre le
fioul et l’air et l’avancement de la combustion résultent essentiellement des conditions d’injection.
Pour obtenir une combustion correcte sur toute la plage de fonctionnement du moteur, il faudrait pouvoir adapter la vitesse d’injection en fonction du régime et de la charge, ce qui en réalité pose
de sérieux problèmes.
■ Régime variable
Pour obtenir le même déroulement de combustion sur toute la
plage de régime du moteur, il faudrait, toutes choses égales par
ailleurs, avoir une vitesse d’injection proportionnelle au régime du
moteur, d’où une chute de pression dans les orifices d’injection
proportionnelle au carré du régime du moteur.
Or, la pression de tarage de l’injecteur fixe les pressions et vitesses
minimales d’injection. En première approximation, on peut retenir
une pression de tarage égale à la pression maximale des gaz dans
le cylindre, soit 180 à 200 bar pour ce type de moteurs.
Pour une application à la propulsion navale, le rapport entre les
régimes minimal et maximal du moteur est usuellement compris
entre 2,7 et 3.
Il faudrait donc, au régime maximal du moteur, des chutes de
pression dans les trous d’injection qui atteignent au minimum
180 × 2,72 ≈ 1 310 bar et au maximum 200 × 32 = 1 800 bar, d’où des
pressions maximales dans l’injecteur allant de
180 + 1 310 = 1 490 bar à 200 + 1 800 = 2 000 bar.
De plus, la ligne d’injection comprise entre la pompe et l’injecteur
provoque une chute de pression liée aux effets d’inertie et de
compressibilité. Il en résulte un comportement du système d’injection qui n’est pas parfaitement volumétrique, avec une vitesse
d’injection qui croît nettement moins vite que le régime du moteur.
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COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Par rapport aux valeurs théoriques minimales calculées ci-dessus,
il faudrait des valeurs réelles de pression en sortie des pompes
d’injection d’autant plus élevées que la ligne d’injection est longue.
Les problèmes de pression de Hertz sur les cames de la pompe
d’injection, les problèmes de cavitation dans la pompe et la tuyauterie font qu’il est aujourd’hui difficile d’industrialiser des systèmes
d’injection qui fonctionnent de manière parfaitement fiable avec
des pressions supérieures à 1 200 ou 1 500 bar.
Cela conduit à un rapport vitesse d’injection/régime moteur qui
décroît lorsque le régime croît. Il en résulte des pénétrations de jet
qui tendent à être excessives à bas régime et des vitesses de
mélange et de combustion qui deviennent insuffisantes au régime
maximal.
L’adaptation du système d’injection est donc d’autant plus facile
que la plage de régime du moteur est réduite. À ce titre, il est beaucoup plus facile d’optimiser un système d’injection pour un moteur
de groupe électrogène qui fonctionne à régime constant que pour
un moteur qui fonctionne à régime variable.
■ Charge variable
Tous les moteurs de grande taille sont suralimentés par turbocompresseur.
À basse charge et a fortiori à bas régime, le débit-volume de gaz
qui traverse la turbine est trop faible pour y produire une chute de
pression importante. L’énergie recueillie par détente des gaz
d’échappement est dérisoire, ce qui conduit à un fonctionnement
pratiquement sans suralimentation.
Son utilisation dans le domaine des véhicules de tourisme, avec
des alésages de 80 à 90 mm, est encore assez rare, ce qui s’explique
facilement au travers des difficultés de mise au point de la
combustion.
6.2.1 Formes usuelles des chambres
■ Pour un moteur 2 temps sans soupapes (figure 23a), la chambre
de combustion peut être située dans la culasse, ce qui réduit les
pertes thermiques dans le piston et facilite sa tenue thermique.
■ Pour un moteur 4 temps, la culasse est plane du fait des soupapes.
La chambre de combustion dite bol est située entièrement dans le
piston.
La figure 23b donne une forme très usuelle de bol, dont le fond
est conique. Cette forme reporte en périphérie une quantité d’air
qui est beaucoup mieux utilisée que si elle était au centre du bol.
Pour les moteurs industriels 4 temps de 200 à 300 mm d’alésage,
tous suralimentés, les pme peuvent usuellement atteindre 22
à 25 bar, avec des rapports volumétriques de l’ordre de 12.
Pour les moteurs de poids lourds, les pme usuelles sont de
l’ordre de 16 bar, avec des rapports volumétriques de 15 à 18. Les
régimes de rotation atteignent 2 000 à 2 600 tr/min.
La pression maximale admissible dans les cylindres est fixée par
l’architecture du moteur. Pour ne pas dépasser les valeurs de pression acceptables à pleine puissance, il faut réduire le rapport volumétrique du moteur. Cette réduction est d’ailleurs d’autant plus
importante que la vitesse de combustion est insuffisante et qu’il faut
utiliser des avances à l’injection élevées pour que la combustion soit
terminée avant l’ouverture de l’échappement. En pratique, pour
obtenir des pme de 22 à 25 bar, il est courant d’utiliser des rapports
volumétriques de l’ordre de 12 à 13.
À basse charge, de faibles rapports volumétriques et la quasiabsence de suralimentation ont des conséquences lourdes sur le
déroulement de la combustion :
— la masse volumique des gaz lors de l’injection est faible, ce qui
accroît la vitesse de pénétration du jet et son facteur d’échelle géométrique d eq = d eff (f / a ) 1/2 et réduit le mélange massique
(air + fioul) ;
— à pénétration de jet égale, le mélange massique (air + fioul)
réduit et la faible température des gaz diminuent la fraction de fioul
vaporisée ;
— les réductions de pression et de température des gaz
allongent très sensiblement le délai d’inflammation.
Ces trois effets vont dans le même sens pour augmenter l’arrosage
des parois par le fioul liquide. Du fait de la forme peu profonde de
la chambre de combustion, cet arrosage peut même avoir lieu sur
les parois du cylindre, ce qui conduit à des dilutions de l’huile par
le combustible et à des usures accélérées, en particulier des hauts
de cylindre.
Pour les moteurs à chambre ouverte, l’adaptation correcte des
conditions d’injection sur toute la plage de fonctionnement du
moteur est un des problèmes de combustion les plus délicats à
traiter.
6.2 Moteurs à chambre fermée
Les chambres fermées sont plus profondes que les chambres
ouvertes et ont un diamètre qui est environ la moitié de l’alésage
du moteur. Ce type de chambre s’emploie sur les moteurs dont
l’alésage est inférieur à 300 mm. C’est en particulier le type de
solution généralement retenu pour les moteurs de poids lourds,
dans des gammes d’alésage de 100 à 150 mm environ.
B 2 700 − 20
Figure 23 – Moteurs 2 et 4 temps à chambre fermée,
à injection directe
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Pour les moteurs de véhicules de tourisme, les régimes de rotation atteignent 4 000 à 4 500 tr/min.
Les volumes morts situés dans les retraits de soupape, dans les
embrèvements, entre le plat de piston et la culasse, entre le piston
et le cylindre au-dessus du premier segment ont de manière générale
un effet néfaste sur le déroulement de la combustion. L’air qu’ils
contiennent est mal utilisé. Ces volumes parasites étant minimisés,
le volume nécessaire pour obtenir le rapport volumétrique souhaité
est localisé dans le bol. Le rapport hauteur/diamètre résulte d’un
compromis pour donner aux jets de fioul le plus grand parcours
radial libre possible tout en gardant une hauteur suffisante pour que
les jets ne touchent ni la culasse ni le fond du bol.
La taille de bol étant ainsi fixée, il reste à le localiser dans le piston :
— si le moteur a deux soupapes d’admission par cylindre,
l’injecteur est situé près de l’axe du cylindre. Il n’y a aucun problème
pour que les trous de l’injecteur soient centrés dans le bol. Tous les
jets auront les mêmes parcours libres et seront soumis aux mêmes
vitesses d’air.
Cette configuration est de loin la meilleure sur un plan
combustion ;
— si le moteur a une soupape d’admission par cylindre, les
contraintes de dessin de la culasse font que l’injecteur se trouve fortement déporté par rapport à l’axe du cylindre. Il faut alors décaler
le bol pour que l’injecteur soit situé le moins loin possible du centre
du bol. En pratique, les problèmes de tenue thermique des pistons
imposent des épaisseurs minimales de métal entre le bol et l’extérieur du piston, ce qui conduit à un injecteur décalé par rapport au
centre du bol. Chacun des jets de combustible injecté a alors un
comportement différent :
• les jets injectés les plus près des parois ont tendance à arroser
celles-ci, ce qui conduit à des émissions élevées d’hydrocarbures
imbrûlés et de particules solides,
• les jets injectés au plus loin des parois traversent le centre de
la chambre où les vitesses d’air sont très faibles. Ils brûlent plus
lentement et tendent à produire plus de fumées.
Cette configuration est tout à fait défavorable lorsqu’il faut obtenir
des émissions d’imbrûlés très faibles.
6.2.2 Swirl
Vocabulaire : avant de détailler cette notion, il est utile de lever
une ambiguïté de vocabulaire. Les motoristes emploient souvent
le terme de turbulence pour décrire une rotation déterministe et
reproductible des gaz dans une chambre de combustion. Au sens
de la mécanique des fluides, le terme de turbulence décrit des
mouvements aléatoires qui se superposent à une vitesse
moyenne d’écoulement. Le terme anglo-saxon de swirl, très
souvent utilisé chez les motoristes, décrit sans ambiguïté une
rotation coordonnée des gaz dans une chambre et nous apparaît
à ce titre préférable.
Pour atteindre les régimes de rotation de moteur cités ci-dessus,
les chambres fermées sont utilisées avec un swirl, c’est-à-dire une
vitesse de rotation de l’air autour d’un axe parallèle à celui du
cylindre.
Le mélange entre l’air et le fioul se fait à la fois du fait de la
vitesse d’injection et de la vitesse de l’air, ce qui évite de recourir
à des vitesses et des pressions d’injection trop élevées.
Cette vitesse de rotaion est induite par la forme de l’écoulement
d’air lors de la phase d’admission.
Pour un moteur 2 temps, cela se fait par l’inclinaison des lumières
d’admission, de façon à donner à l’air admis une composante de
vitesse tangentielle. Il faut signaler que la génération d’un swirl est
peu compatible avec un balayage en boucle. Cela impose un
balayage équicourant par des soupapes d’échappement ou par des
pistons opposés.
Pour un moteur 4 temps, le swirl est induit par la dissymétrie des
vitesses d’écoulement autour de la soupape d’admission. La vitesse
de rotation du swirl induite pendant la phase d’admission est fixée
par :
— la résultante de la polaire des composantes de vitesse, perpendiculaires à l’axe du cylindre. Le détail des formes internes du conduit
d’admission, des masques fixes ou liés à la soupape permettent de
dissymétriser la polaire des débits ;
— l’orientation générale du conduit et la position de la soupape
par rapport à l’axe du cylindre qui détermine le bras de levier tangentiel de la résultante des vitesses ;
— éventuellement, une vitesse de rotation de l’air admis, autour
de l’axe de la soupape.
La figure 24 donne les schémas de trois principes utilisés pour
générer un swirl :
— la figure 24a pour l’écoulement d’air dans une volute
d’admission dite tangentielle montre la dissymétrie de vitesses
ainsi produites ;
— la figure 24b pour l’écoulement d’air dans une volute
d’admission dite hélicoïdale combine une dissymétrie de vitesses
débitantes et une rotation de l’air autour de l’axe de la soupape ;
— la figure 24c pour l’écoulement d’air dans une soupape à
masque ou à déflecteur. Cette solution, d’une réalisation simple,
permet de provoquer la dissymétrie d’écoulement souhaitée.
Pour un même niveau de swirl, elle donne des perméabilités plus
faibles qu’une volute tangentielle ou hélicoïdale. Elle nécessite de
plus une immobilisation en rotation de la soupape, alors qu’une rotation de celle-ci permet de réduire l’usure des surfaces d’étanchéité.
Cette solution est tombée en désuétude, sauf pour des applications de laboratoire où elle permet de faire varier rapidement et
facilement le niveau de swirl.
Pour une géométrie donnée de l’admission, la vitesse de rotation
de l’air en fin d’admission est en règle générale directement proportionnelle au régime de rotation du moteur, ce qui permet de
définir le taux de swirl :
vitesse de rotation de l′air
taux de swirl = ------------------------------------------------------------------------------------vitesse de rotation du moteur
La mise en œuvre de cette notion nécessite des précautions :
— il peut arriver que des formes internes de conduit d’admission provoquent des décollements d’écoulement variables en fonction de la vitesse de passage des gaz. La proportionnalité au
régime du moteur peut alors être mise en défaut ;
— comme le montre la figure 25, le champ détaillé des vitesses
de gaz dans le cylindre en fin d’admission est complexe, du fait de
la dissymétrie du débit entrant, d’écoulements contrarotatifs, de
noyaux de recirculation et de frottements aux parois. Bien que la
réalité soit beaucoup plus complexe, il est commode de se référer
à une rotation en corps solide (vitesse angulaire de rotation indépendante du rayon) ;
— la vitesse de rotation qui caractérise le swirl induit en fin
d’admission est celle qu’aurait la masse de gaz contenue par le
cylindre pour donner, avec une rotation en corps solide, la même
quantité de mouvement en rotation que celle existant avec le champ
réel de vitesses ;
— c’est cette vitesse équivalente en termes de quantité de
mouvement en rotation qui est retenue pour calculer les taux de
swirl.
En début de compression, l’air qui tourne est en majeure partie
dans le cylindre. En fin de compression, une fraction importante de
l’air est rassemblée dans le bol, ce qui lui donne un rayon de giration plus faible et accroît sa vitesse de rotation angulaire.
La figure 26 donne, pour un dimensionnement usuel de moteur
de poids lourd, l’évolution de la vitesse angulaire du swirl, calculée
avec les hypothèses de rotation en corps solide sans frottement
aux parois.
Entre la fin d’admission et le PMH, la vitesse angulaire du swirl
est multipliée par un facteur qui peut dépasser 2 à 3.
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B 2 700 − 21
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Figure 25 – Champ de vitesses des gaz dans le cylindre
pendant l’admission (SAE 840 518)
Figure 26 – Évolution de la vitesse de rotation du swirl
sur un cycle moteur
Des taux de swirl inférieurs à 1 sont généralement réservés aux
moteurs de grande taille. Pour les moteurs de poids lourds ou
d’automobiles, les taux de swirl sont usuellement compris entre 2
et 3.
6.2.3 Effet de chasse
Figure 24 – Principes utilisés pour générer un swirl
En réalité, les frottements aux parois, les anomalies de forme telles que les retraits de soupape ou les embrèvements, l’interaction
avec l’effet de chasse peuvent conduire à des atténuations du swirl
estimées entre 10 et 40 % lors de la mi-course de détente. Malgré
ces imperfections, la notion simple de rotation en corps solide est
tout à fait utilisable pour faire les mises au point de combustion.
B 2 700 − 22
Lorsque le piston approche du PMH, l’air contenu entre le plat de
piston et la culasse est expulsé vers le bol, c’est l’effet de chasse
direct (figure 27a).
Lorsque le piston redescend, les gaz contenus dans le bol sont
transférés vers le plat de piston, c’est la chasse inverse.
Les vitesses de chasse sont d’autant plus élevées que le volume
compris entre le plat de piston et la culasse au PMH est petit par
rapport au volume du bol et que la section de passage en sortie du
bol est faible.
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La figure 27b montre l’évolution typique de la vitesse de chasse
en fonction de la position du piston.
La chasse directe produite en fin de compression n’a pas
d’influence directe sur le mélange air + fioul puisque l’injection a lieu
plus tard ; en début d’injection, la vitesse relative air + fioul est provoquée essentiellement par la vitesse d’injection.
La chasse inverse a une vitesse maximale environ 60 degrés après
le PMH, alors que la vitesse du swirl a déjà sensiblement décru et
que le mélange entre l’air et les jets a déjà très sensiblement réduit
leur vitessse relative.
La chasse inverse aura pour rôle essentiel de parfaire le mélange
en fin de combustion, en prenant le relais du swirl et de la vitesse
relative du jet qui sont alors très affaiblis.
La chasse inverse, éventuellement renforcée par des dessins de
chambre adaptés, contribue essentiellement à réduire les émissions de fumées du moteur.
6.2.4 Adaptation de l’injection et du swirl
Comme nous l’avons vu au paragraphe 4.2, la vitesse du swirl
est proportionnelle au régime du moteur.
La vitesse d’injection croît moins vite que le régime moteur, avec
un écart de proportionnalité d’autant plus grand que les longueurs
de tuyauterie d’injection sont importantes. Il en résulte que le rapport vitesse d’injection / vitesse du swirl est beaucoup plus élevé à
bas régime qu’à haut régime. Cela pose le problème fondamental
d’adaptation du taux de swirl pour les moteurs qui fonctionnent
sur une large plage de régime :
— à bas régime, le swirl est faible, ce qui diminue le mélange entre
le fioul injecté et les gaz. La vaporisation du jet est faible, ce qui
conduit à arroser les parois de la chambre avec du fioul liquide. Il
en résulte des émissions inacceptables d’hydrocarbures imbrûlés et
un accroissement des émissions de fumées. Dans le cas d’un moteur
suralimenté par turbocompresseur, cet effet dû au régime se trouve
amplifié par une masse volumique et une température des gaz plus
faibles ;
— à haut régime, la vitesse du swirl devient excessive par rapport
à la vitesse d’injection. Les jets se trouvent rabattus les uns sur les
autres ;
— la vitesse de mélange avec l’air est fortement réduite :
• une partie de l’air présent à la périphérie de la chambre peut
ne pas être utilisée,
• le rabattement de gaz brûlés produit par un jet sur une zone
riche en fioul d’un jet voisin peut conduire à des formations
secondaires de suies très importantes,
d’où une augmentation très sensible des émissions de fumées. Pour
minimiser cet effet, il faut limiter le nombre de trous de l’injecteur
au détriment de la vitesse de mélange.
L’utilisation d’un injecteur multitrou interdit de faire varier la
section de passage de l’injecteur en fonction de la levée d’aiguille.
Avec une admission à géométrie fixe, le taux de swirl est
déterminé.
Il ne reste plus alors qu’à trouver un compromis entre le taux de
swirl et les caractéristiques du système d’injection : bon au milieu
de la carte d’utilisation du moteur et acceptable aux régimes
extrêmes.
Pour les moteurs de poids lourds qui fonctionnent dans une
gamme de régime de 700 à 2 100 tr/min environ, un compromis
correct peut être obtenu sous réserve que des longueurs de tuyauterie excessives n’éloignent pas trop le système d’injection d’un
comportement volumétrique.
Une réduction du régime maximal du moteur facilite grandement
l’obtention d’un compromis correct sur toute la plage de fonctionnement. Cette solution permet en particulier de réduire efficacement
les émissions de polluants du moteur sur les cycles de mesure
Figure 27 – Effet de chasse
normalisés. Elle doit être accompagnée d’un relèvement du niveau
de suralimentation si la puissance massique doit être maintenue,
ainsi que d’une nouvelle adaptation de la transmission.
Pour les moteurs des véhicules de tourisme, la plage typique de
régime est de 700 à 4 000 tr/min environ, ce qui rend très difficile
l’adaptation du taux de swirl.
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B 2 700 − 23
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Les solutions d’injecteur-pompe (quasi volumétrique) ou de système d’admission donnant un taux de swirl variable apparaissent
comme les voies à suivre pour pallier cette difficulté.
6.2.5 Formes particulières de chambres
Par rapport aux formes de chambres classiques, un certain nombre
de constructeurs proposent des formes particulières de chambres
destinées à réduire les émissions d’imbrûlés. Le fait de refermer la
chambre dans sa partie supérieure permet d’accroître les vitesses
de chasse par rapport à une chambre à bords droits.
Figure 28 – Formes particulières de chambres de combustion
à injection directe
La figure 28 donne trois exemples de formes développées dans
cet esprit :
— la chambre rentrante, dont la forme en contre-dépouille
accentue légèrement l’effet de chasse, sans provoquer de surcharges
thermiques trop graves ;
— la chambre à lèvre, dont la forme donne des vitesses de
chasse plus élevées, mais accentue les surcharges thermiques ;
— la chambre squish-lip, forme développée par Perkins, donne
des effets de chasse très marqués.
La chasse inverse accrue permet de réduire efficacement les
émissions de fumées.
Ces types de chambre sont d’une utilisation plus délicate qu’une
chambre à bords droits :
— la zone saillante dans la partie supérieure de la chambre
échange plus de chaleur avec les gaz du fait de sa forme et des
vitesses de gaz accrues. Elle est moins bien refroidie. La tenue
thermique en endurance limite les possibilités d’étrangler le col de
la chambre ;
— pour des fonctionnements avec retard à l’injection, nécessaires
pour obtenir des émissions d’oxydes d’azote faibles, le piston
descend avant la fin de l’injection. La partie supérieure de la chambre
offre alors un parcours libre réduit aux jets, ce qui peut conduire à
ce qu’elle soit arrosée par du fioul liquide. Il en résulte une augmentation des émissions d’imbrûlés et une surcharge thermique de
cette partie fortement sollicitée.
Des constructeurs de moteurs japonais ont introduit des
chambres de combustion qui s’écartent volontairement d’une
forme de révolution. La figure 29a donne un exemple de forme utilisée. Lorsque le swirl tourne dans le bol non circulaire, des décollements d’écoulement et des cisaillements locaux créent de la
turbulence fine qui aide la combustion près des parois, ce qui peut
permettre de réduire les émissions d’imbrûlés du moteur.
Comme le montre la figure 29b, ces types de chambre peuvent
être combinés avec des formes rentrantes, toujours dans le but
d’accroître la turbulence fine et de réduire par ce moyen les émissions d’imbrûlés.
7. Moteurs à injection
indirecte ou à préchambre
Le principe de ce type de moteur consiste à séparer la chambre
de combustion en deux :
— une préchambre ou chambre de turbulence située le plus
généralement dans la culasse et dans laquelle l’injection a lieu ;
— une chambre principale délimitée par la culasse, le cylindre et
le piston.
Ce type de moteur est actuellement le plus répandu pour les applications aux véhicules de tourisme et les petits véhicules utilitaires.
7.1 Formes usuelles
Figure 29 – Autres formes de chambres de combustion
à injection directe (doc. Isuzu, SAE 871 618)
B 2 700 − 24
Les formes de préchambre et de chambre principale peuvent
être très variées, comme le montre la figure 30.
On retrouve comme dénominateur commun les points suivants :
— le transfert des gaz entre les deux volumes se fait par l’intermédiaire d’un canal à un ou plusieurs trous de petite section. Lors
de la compression, les gaz sont transférés du cylindre vers la
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_________________________________________________________________________________________________ COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL
se terminera dans la chambre principale qui aura de ce fait un rôle
important sur les émissions de suies ;
— ces chambres sont équipées d’un injecteur à un seul trou, ce
qui permet d’utiliser des injecteurs à téton, ou à téton et recouvrement ; ces injecteurs à géométrie variable en fonction de la levée
d’aiguille permettent de réduire très sensiblement le bruit de
combustion ;
— ces préchambres sont toujours munies d’une bougie de préchauffage. La surface d’échange importante et les vitesses de gaz
très élevées provoquent des pertes thermiques telles que, malgré
des rapports volumétriques supérieurs à 20, les températures
atteintes lors du démarrage à froid sont trop faibles pour que
l’auto-inflammation du fioul puisse avoir lieu. La bougie est chauffée
électriquement avant le démarrage, pour constituer un point chaud
qui enflammera le jet de combustible dès que celui-ci l’atteindra.
Ensuite, la combustion maintient sa température, ce qui lui permet
de continuer à assurer son rôle pendant la mise en température du
moteur, malgré une interruption du chauffage électrique. Lorsque
la température des parois devient suffisante, les pertes thermiques
diminuent, ce qui donne des températures de gaz suffisantes pour
assurer l’allumage.
7.2 Injecteur à téton
L’orifice de pulvérisation est constitué par le jeu annulaire entre
le téton et l’alésage du nez d’injecteur.
La forme du téton permet de faire varier la section de passage
de l’orifice en fonction de la levée d’aiguille selon deux types de
lois :
— injecteur à téton simple (figure 31a) : le téton découvre
l’alésage de l’injecteur après une course faible ;
— injecteur à téton et recouvrement (figure 31b) : le téton est prolongé par un cône de façon à découvrir l’alésage de l’injecteur après
une course importante. Cette disposition permet d’injecter une quantité de fioul très faible pendant le délai d’allumage, donc de réduire
le bruit provoqué par la combustion brutale du prémélange air/fioul
formé pendant le délai. Cette solution est très répandue sur les
moteurs de véhicules de tourisme et les petits utilitaires.
La comparaison des injecteurs à trous et injecteurs à téton
(figure 32) fait ressortir les aspects spécifiques de ces derniers.
■ Avec un injecteur multitrou, les sections de passage les plus
faibles pratiquement réalisables correspondent à 4 trous de 0,2 mm,
soit 0,12 mm2.
Les injecteurs à téton permettent d’obtenir des sections effectives
beaucoup plus faibles pour des levées d’aiguille partielles.
Figure 30 – Formes variées de chambres de combustion
à injection indirecte
préchambre avec des vitesses de passage très élevées qui produisent
un champ de vitesses intense dans la préchambre. Lors de la
combustion et de la détente, les gaz sont transférés à grande vitesse
dans la chambre principale, ce qui permet de terminer la combustion
(en particulier, la postoxydation des suies) en mélangeant les gaz
partiellement brûlés de la préchambre à l’air frais présent dans le
cylindre ;
— au PMH, la fraction maximale des gaz contenue par la préchambre est de 30 à 60 % selon le type de chambre. Pour un fonctionnement, à pleine charge, avec un excès d’air global de 20 % par
rapport à la stœchiométrie, la quantité d’air disponible dans la préchambre est très nettement inférieure à la stœchiométrie. La
combustion dans la préchambre ne peut donc être que partielle ; elle
■ Pour un injecteur à téton, la pression d’injection est entièrement
disponible en amont de l’orifice annulaire, ce qui donne une pulvérisation correcte.
Pour un injecteur à trous, le fait de limiter le débit par la levée
d’aiguille donnerait une chute de pression réduite dans les trous et
une qualité de pulvérisation douteuse.
■ Un injecteur multitrou pour moteur de poids lourd a une levée
maximale d’aiguille de l’ordre de 0,3 à 0,4 mm, pour une quantité
injectée maximale de 150 à 200 mm3 /coup.
Un injecteur à téton pour moteur automobile a une levée de 0,7
à 1 mm, pour une quantité injectée maximale de 30 à 40 mm3/coup.
■ La course d’aiguille, d’une valeur comprise entre la moitié et les
trois quarts, est utilisée en recouvrement, ce qui permet de maintenir
un petit débit injecté pendant le délai d’allumage. Aux régimes
moteur intérmédiaires, l’aiguille ne va pas en butée, ce qui permet
de moduler la taille du trou, en fonction du régime moteur, sur le
dernier quart de la levée de l’aiguille.
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B 2 700 − 25
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Figure 31 – Injecteurs à téton : avec ou sans recouvrement et avec rainure de décrassage (doc. Bosch)
Figure 32 – Sections effectives d’injecteurs à téton et à trou
L’injecteur à téton à géométrie variable permet donc d’adapter
les conditions d’injection aux vitesses des gaz qui sont sensiblement proportionnelles au régime du moteur.
Ces éléments de comparaison expliquent en grande partie que les
moteurs Diesel pour automobiles de tourisme, qui fonctionnent sur
une large plage de régime, soient le plus souvent équipés d’injecteurs à téton ; ceux-ci réalisent l’adaptation des conditions d’injection
aux vitesses des gaz, mais ne sont utilisables qu’avec des
préchambres.
De plus, les pressions d’injection utilisées avec les moteurs à préchambre étant généralement inférieures à 400 bar, cela a permis
d’utiliser depuis longtemps des pompes d’injection rotatives sensiblement moins chères que des pompes en ligne.
Pour les moteurs à injection directe, des pressions d’injection de
l’ordre de 800 bar sont le plus souvent nécessaires, ce qui conduit
à des versions renforcées de pompes rotatives ou à des pompes en
ligne, d’un prix moins compatible avec celui d’un moteur pour
automobile.
Les injecteurs à téton sont sensibles à l’encrassement. Entre deux
injections, le fioul présent en aval du siège stagne autour du téton,
dans une zone qui est très chaude. Celui-ci subit des phénomènes
de craquage et de polymérisation qui forment des dépôts adhérents,
essentiellement sur la partie terminale du téton. Les lois de section
effective en fonction de la levée et les lois de levée d’aiguille en fonction du temps se trouvent alors fortement altérées. Cet encrassement
du téton peut aller jusqu’à pratiquement annuler la section de
B 2 700 − 26
passage pendant le recouvrement. La fonction préinjection d’une
petite quantité de fioul pendant le délai d’allumage n’est plus réalisée. L’injection commence alors avec un fort débit, d’où les deux
conséquences néfastes suivantes :
— la quantité de fioul introduite et prémélangée à l’air pendant
le délai d’allumage est accrue, d’où un gradient de pression et un
bruit inacceptables lorsque l’allumage a lieu ;
— avant l’inflammation, le facteur d’échelle géométrique du jet
est beaucoup plus grand et, de ce fait, son noyau liquide atteint les
parois de la chambre de combustion. Il en résulte des arrosages de
parois importants et des émissions d’imbrûlés très élevées.
Pour minimiser ces désagréments, il existe des injecteurs dont le
téton est muni d’une rainure dite de décrassage (figure 31c). Par
rapport à un injecteur classique, le jeu entre le téton et l’alésage est
réduit de façon à laisser passer environ la moitié du débit injecté
à faible levée d’aiguille. La profondeur de la rainure est calibrée
pour assurer le débit complémentaire.
Lorsque cet injecteur s’encrasse, le débit dans le jeu annulaire peut
se trouver fortement réduit ou même annulé. La rainure qui présente
un rapport longueur/profondeur réduit est beaucoup moins sensible
à l’encrassement. Elle permet donc de préserver, au moins partiellement, la fonction préinjection.
7.3 Particularités sur le plan combustion
Le fait de fractionner en deux la quantité d’air disponible dans le
cylindre permet de réduire les émissions d’oxydes d’azote.
Lors de l’injection, au PMH, seulement 30 à 60 % de l’air est
présent dans la préchambre.
Au moment où la température maximale de flamme est atteinte,
c’est-à-dire 10 à 25 degrés après le PMH, cette fraction tombe entre
10 et 30 %, du fait de l’augmentation rapide du volume de la chambre
principale. La production d’oxydes d’azote se faisant essentiellement
lorsque la température maximale de flamme est atteinte, ce fractionnement de l’air permet donc de franchir la période critique avec
très peu d’oxygène, ce qui diminue considérablement la formation
des oxydes d’azote.
En contrepartie, cette combustion primaire très riche forme des
quantités considérables de suies et de monoxyde de carbone qu’il
faudra détruire lors de la combustion secondaire dans la chambre
principale.
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Le fait d’utiliser deux chambres accroît la surface d’échange
entre les gaz et les parois du moteur. Les vitesses de gaz très élevées dans le canal de transfert et dans la préchambre augmentent
considérablement les coefficients d’échange de chaleur. Ces deux
effets conjoints donnent des pertes thermiques importantes qui
imposent d’utiliser un rapport volumétrique élevé pour obtenir un
délai d’allumage acceptable.
Pour un petit moteur, non suralimenté et fonctionnant à régime
maximal élevé, il en résulte une chute du taux de remplissage importante dont les conséquences sont inacceptables. Le fait de diminuer
la quantité d’air présente dans le cylindre dégrade le travail indiqué,
alors que les pertes de charge accrues à l’admission augmentent
les pertes par pompage. Ces deux facteurs réduisent de manière
inacceptable la puissance massique du moteur et son rendement.
À basse charge, cela conduit à un blocage thermique prématuré
des réactions chimiques :
— pendant la compression, les gaz perdent une quantité de
chaleur importante aux parois ;
— à faible charge, la quantité injectée apporte peu de chaleur
aux gaz ;
— pendant la détente, le rapport volumétrique élevé fait chuter
très vite la température des gaz. Le blocage thermique de la postoxydation des suies peut alors avoir lieu quelques dizaines de
degrés après le PMH.
Pour les moteurs de poids lourds, le régime maximal de rotation
plus faible et le fait qu’ils soient le plus souvent suralimentés
permettent d’utiliser sans inconvénient une admission à perméabilité réduite.
Cette durée réduit la phase de postoxydation et les grandes
quantités de suies formées en début de combustion imposent un
mécanisme de mélange très efficace entre les gaz sortant de la
préchambre et l’air disponible dans le cylindre. Cela nécessite une
faible section de passage entre les deux volumes, de façon à
obtenir des vitesses de transfert élevées. Malgré cela, il est en pratique difficile d’obtenir des émissions de fumées nulles au ralenti
ou à très faible charge.
Les vitesses de transfert élevées nécessaires créent des chutes de
pression importantes entre les deux volumes. Cela accroît le travail
résistant du piston pendant la course de compression et diminue
le travail recueilli lors de la détente des gaz. Le rendement se trouve
donc réduit par ces pertes pneumatiques internes, qui sont capitales
pour obtenir des émissions de fumées correctes.
7.4 Comparaison
injection indirecte-injection directe
Les différents modes de combustion utilisés pour les moteurs
Diesel à injection directe et indirecte expliquent que ces derniers
soient les plus largement utilisés pour les applications aux véhicules
de tourisme.
■ Large plage de régime
Dans un moteur à injection indirecte, le début de combustion
résulte à la fois des vitesses de gaz et des conditions d’injection.
La solution injecteur à téton à géométrie variable permet d’obtenir
un mariage correct entre les vitesses de gaz proportionnelles au
régime moteur et les caractéristiques du jet, en modifiant son facteur
d’échelle géométrique.
Dans le moteur à injection directe, cette possibilité n’existe pas ;
il faut alors :
— des vitesses d’injection proportionnelles au régime moteur,
ce qui, en dehors de l’injecteur-pompe, n’est pas réalisable ;
— une géométrie d’admission variable pour moduler le taux de
swirl ;
— réduire la plage de régime moteur, ce qui est le cas pour les
application industrielles ou les poids lourds.
■ Régime maximal
Pour faire fonctionner correctement un moteur à injection directe
de petite taille, il faut générer un swirl pendant la phase d’admission par une dissymétrie de l’écoulement autour des soupapes.
Cela conduit à réduire la perméabilité de l’admission.
Pour les moteurs à injection indirecte, les vitesses d’air au voisinage du PMH peuvent être largement dix fois supérieures à celles
mises en œuvre dans les moteurs à injection directe. Ces vitesses
sont générées, alors que les soupapes sont fermées, par les transferts de gaz entre les deux volumes. Comme il n’est pas nécessaire
de générer un swirl pendant l’admission, la perméabilité de l’admission peut être maximale. Les vitesses élevées nécessaires coûtent
donc un travail résistant accru mais n’altèrent pas le taux de
remplissage du moteur.
■ Bruit
Pour un moteur à injection indirecte, l’utilisation d’injecteur à téton
et recouvrement permet de réduire la quantité de fioul prémélangée
à l’air pendant le délai d’allumage et de pratiquement supprimer le
bruit dû à la combustion rapide de la quantité prémélangée.
Pour un moteur à injection directe, les vitesses d’air modérées
imposent l’utilisation d’injecteurs multitrous pour obtenir une
combustion suffisamment rapide. La préinjection d’une petite quantité pendant le délai d’allumage n’est pas directement réalisable et
le bruit tend à être plus élevé.
■ Consommation spécifique
Par rapport à un moteur à injection directe, les pertes pneumatiques internes des moteurs à injection indirecte réduisent le travail
disponible sur l’arbre du moteur.
Les pertes thermiques élevées des moteurs à injection indirecte
augmentent la puissance nécessaire pour assurer la ventilation du
radiateur d’eau.
Ces deux points, et surtout le dernier, augmentent donc la
consommation.
■ Émissions d’oxydes d’azote
Comme nous l’avons vu au paragraphe 7.3, le fait de ne disposer
que d’une petite partie de l’air en début de combustion permet
d’obtenir des émissions d’oxydes d’azote plus faibles avec un
moteur à injection indirecte.
■ Émissions de suies
La formation de grandes quantités de suies en début de combustion et le blocage thermique prématuré de la postoxydation des suies
font que, pour les fonctionnements à faible charge, les moteurs à
injection indirecte tendent à donner des émissions de suies plus
élevées que les moteurs à injection directe.
8. Autres types de chambres
de combustion
De nombreux autres types de chambres de combustion ont vu le
jour dans la première moitié du siècle et ont disparu par « sélection
naturelle » au profit des chambres à injection directe ou indirecte
décrites aux paragraphes 6 et 7.
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B 2 700 − 27
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
8.1 Procédé M
Ce procédé a été mis au point dans les établissements MAN, par
le professeur Meurer, et utilisé sous licence par un grand nombre
de constructeurs de moteurs de poids lourds dans les années 50.
La figure 33a montre la forme de la chambre de combustion
constituée d’une petite cavité de forme sphérique située dans le
piston.
La volute d’admission génère un swirl dont la vitesse angulaire
est fortement accélérée en fin de compression, du fait du petit
rayon de giration des gaz dans la chambre.
Le nez de l’injecteur est situé près de la paroi de la chambre ; il
est muni de deux trous :
— le trou principal, le plus grand, injecte le combustible sur la
paroi du bol. Le parcours libre étant très faible, le combustible atteint
la paroi en s’étant très peu mélangé à l’air et en ayant de ce fait
pratiquement conservé sa vitesse initiale d’injection. Il s’étale en film
mince sur la paroi de la chambre. Celle-ci est moins refroidie qu’un
piston de moteur à injection directe, mais sa température reste insuffisante pour provoquer l’auto-inflammation ;
— un second trou, de petit diamètre, injecte une faible quantité
de combustible vers le centre de la chambre. Le combustible
concerné se mélange aux gaz chauds puis s’allume.
La chaleur apportée par la combustion de ce jet « pilote » permet
d’allumer le mélange air + vapeur de fioul qui se forme lentement
le long de la paroi de la chambre. La chaleur apportée par la
combustion
accélère
progressivement
l’évaporation
du
combustible déposé sur les parois, ce qui lui permet de brûler.
Le procédé M apporte les avantages suivants :
— même avec de faibles indices de cétane, ce procédé évite un
démarrage brutal de la combustion puisque seule la quantité de
combustible injectée par le petit trou est susceptible de brûler rapidement lors de l’allumage ;
— les pressions d’injection nécessaires sont faibles et ne
nécessitent pas l’emploi de systèmes d’injection très performants.
Ces deux aspects permettent de réaliser des moteurs rustiques,
qui s’accommodent bien de combustibles de faible qualité. Ce
procédé convient en particulier pour les moteurs militaires à
« polycombustible » qui peuvent fonctionner aussi bien avec du
gazole qu’avec du kérosène ou du supercarburant.
Il présente des contre-indications :
— il est très difficile de refroidir le piston pour obtenir des températures suffisantes pour évaporer le combustible au ralenti, sans
que les températures du bol deviennent excessives en pleine charge.
Ce compromis est d’autant plus difficile à trouver que les pleines
charges sont élevées. Cela limite fortement les possibilités de suralimentation des moteurs à chambre M et les a fait progressivement
remplacer par des moteurs à injection directe, plus exigeants en qualité de combustible, en performances du système d’injection et en
savoir-faire pour la mise au point ;
— à basse charge, les faibles températures de piston conduisent
à des émissions très élevées d’hydrocarbures imbrûlés, ce qui
condamne ce type de moteur pour des applications urbaines à
émissions réglementées.
dite réserve d’air communique avec la chambre principale par un
orifice de petit diamètre.
La figure 33b donne le schéma de principe de la chambre à
réserve d’air Lanova.
Pendant la compression, une partie des gaz frais est transférée
du cylindre vers la réserve d’air.
Le procédé M garde un intérêt pour les moteurs à polycombustible ou pour des applications rustiques où les performances et la
dépollution peuvent être des facteurs de second rang.
La combustion démarre dans la chambre principale en présence
d’une partie de l’air seulement, ce qui peut conduire à des formations d’oxydes d’azote réduites.
8.2 Chambre à réserve d’air
Les formes employées sont variées, elles correspondent à un
même principe : le volume offert aux gaz est fractionné en deux. La
chambre principale est située au-dessus du piston. L’injection et la
combustion ont lieu dans cette chambre. Une chambre auxiliaire
B 2 700 − 28
Figure 33 – Autres types de chambres de combustion
En cours de combustion, alors que la pression décroît dans le
cylindre du fait de la descente du piston, l’air accumulé dans la
réserve est injecté à grande vitesse dans la chambre principale, ce
qui permet d’accélérer la fin de combustion et de détruire les suies
formées au début. Le mélange air + combustible dû à la vidange de
la réserve d’air intervient plus tard dans le cycle par rapport au
mélange dû au swirl sur un moteur à injection directe.
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_________________________________________________________________________________________________ COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL
La chambre à réserve d’air donne donc des consommations plus
élevées qu’un moteur à injection directe réglé pour obtenir le
rendement maximal. Cela explique en grande partie que les moteurs
à réserve d’air aient disparu depuis plusieurs dizaines d’années au
profit des moteurs à injection directe ou indirecte.
9. Procédés particuliers
de réduction des émissions
de polluants
Les modes de réalisation et de fonctionnement des moteurs Diesel
les plus classiques ayant déjà été décrits ci-avant, nous allons traiter
globalement des problèmes de réduction des émissions de polluants
et des procédés particuliers qui peuvent être mis en œuvre, sachant
qu’ils sont de manière générale adaptables aux divers types de
moteurs.
Trois objectifs apparaissent prioritaires pour les évolutions à
court et moyen terme :
— obligation de réduire la production d’oxydes d’azote dans la
chambre de combustion, puisqu’il est en pratique très difficile de
les éliminer a posteriori dans les gaz d’échappement ;
— obligation de réduire les consommations du fait de l’effet de
serre provoqué par les émissions de gaz carbonique ;
— abaissement des émissions d’imbrûlés.
9.1 Oxydes d’azote
Les oxydes d’azote NOx sont formés, en majeure partie, au
moment où la température maximale de flamme est atteinte.
9.1.1 Combustion retardée
La première solution utilisée pour réduire les émissions NOx
consiste à retarder l’injection pour que la combustion ait lieu avec
des températures de flamme plus faibles.
De fortes contre-indications apparaissent :
— réduction de la course de détente disponible pour faire travailler
l’énergie chimique libérée par la combustion, d’où une augmentation
de la consommation (figure 34a) et donc des émissions de CO2 , du
fait de la dégradation du rendement indiqué du moteur ;
— réduction de la puissance massique et du travail indiqué pour
des pertes par frottement identiques, d’où une dégradation du rendement mécanique du moteur. Cette tendance, néfaste pour la
consommation et les émissions de CO2 , est compensable par un
niveau de suralimentation plus élevé ;
— effet saturant : de très forts retards à l’injection conduisent à
dégrader très fortement le rendement sans réduire de manière
significative les émissions de Nox ;
— injection après le PMH, dans des gaz dont la masse volumique
et la température décroissent, réduisant la vaporisation du fioul
injecté et augmentant la pénétration des jets et le délai d’allumage.
Ces trois effets tendent à produire des arrosages des parois par du
fioul liquide et des augmentations inacceptables des émissions
d’hydrocarbures imbrûlés et de particules solides (figure 34b).
Les variations d’avance à l’injection ont, selon le point de fonctionnement du moteur, des effets très variables sur les émissions
de NOx , d’hydrocarbures imbrûlés et de particules solides.
Il y a donc intérêt à faire varier l’avance à l’injection en fonction
du point de fonctionnement, en particulier en fonction du régime
et de la charge, mais aussi en fonction de l’état thermique du
moteur.
Figure 34 – Combustion retardée (doc. CMRT)
Le fait de fonctionner avec une avance plus élevée à haut régime
accroît les émissions de NOx mais réduit très sensiblement la
consommation. La puissance maximale du moteur est alors moins
dégradée, ce qui donne un compromis un peu plus avantageux.
Pour les points à faible charge, qui correspondent à de faibles
suralimentations, l’avance à l’injection doit être plus grande pour
éviter les arrosages de paroi. Pour des charges plus élevées où les
risques d’arrosage disparaissent, l’avance doit être plus faible pour
réduire les émissions de NOx .
Avec une pompe d’injection rotative, il est facile de réaliser une
variation interne de l’avance à l’injection, pilotée en fonction du
régime moteur, par l’intérmédiaire d’une pression hydraulique liée
au débit de gavage. Le pilotage électronique est accessible par
l’intermédiaire de tiroirs à commande électrique qui agissent sur
une pression hydraulique de commande.
Avec une pompe d’injection en ligne, la correction d’avance est
plus difficile à réaliser. La solution la plus accessible consiste à
décaler, grâce à un correcteur centrifuge, l’arbre de la pompe
d’injection par rapport au vilebrequin, ce qui dispense d’intervenir
sur la constitution interne de la pompe.
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COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Compte tenu du couple d’entraînement de la pompe et surtout
de ses variations cycliques, il est très difficile de faire des corrections intermédiaires progressives. En pratique, les correcteurs centrifuges fonctionnent entre deux butées d’avance minimale à bas
régime et d’avance maximale à régime élevé.
L’utilisation de pistons doseurs à face supérieure inclinée permet
de faire varier le début d’injection en fonction de la quantité injectée.
C’est le procédé dit rampe auto-avance (figure 35) ou rampe
auto-retard.
Pour pouvoir faire varier de manière plus souple l’avance à
l’injection en fonction du régime, de la charge, ou d’autres paramètres, il faut disposer d’un correcteur pilotable électroniquement.
L’entraînement à avance variable de la pompe d’injection nécessite
de passer par un dispositif hydraulique qui puisse, à partir d’une
consigne donnée électriquement mais avec un faible effort sur un
tiroir de pilotage, assurer le décalage angulaire malgré les fortes
variations cycliques du couple résistant de la pompe.
9.1.2 Refroidissement de l’air admis
L’obtention de faibles émissions de NOx passe par des températures de combustion aussi faibles que possible.
Un des éléments actuellement largement utilisé pour les moteurs
suralimentés est le refroidissement intermédiaire entre la sortie du
compresseur et l’admission du moteur. Il permet d’utiliser au mieux
la suralimentation en conservant la pression qui accroît le remplissage des cylindres et en éliminant la température qui tend à le
réduire.
Le refroidissement intermédiaire apporte en majorité des
avantages :
— accroissement des quantités d’air disponible ;
— accroissement du couple et de la puissance ;
— réduction des émissions de fumées ;
— réduction des émissions d’oxydes d’azote.
Pour les points de fonctionnement à faible charge où il y a arrosage
des parois, il est préférable de fonctionner avec des températures
d’admission plus élevées pour réduire ces arrosages et les émissions
d’hydrocarbures et de particules résultantes. Dans ces cas, le refroidisseur intermédiaire est directement néfaste, les gains en quantité
d’air qu’il apporte sont peu utiles puisqu’il s’agit de fonctionnements
à faible charge. Il est alors préférable de by-passer le refroidisseur
pour profiter de l’échauffement de l’air dans le compresseur.
Cette solution peu coûteuse est largement généralisée sur les
moteurs Diesel suralimentés pour véhicules de tourisme.
Une solution, plus encombrante et coûteuse, consiste à réchauffer
l’air admis par le moteur à basse charge par l’eau du moteur. Elle
est souvent employée sur les gros moteurs marins ou stationnaires.
9.1.3 Recirculation des gaz d’échappement
La recirculation des gaz d’échappement consiste à alimenter le
moteur par un mélange d’air frais et de gaz d’échappement. Ce
procédé est souvent appelé EGR (Exhaust Gases Recirculation).
Il permet d’abaisser efficacement les émissions de NOx , en
réduisant les concentrations locales en oxygène et en abaissant plus
ou moins les températures de flamme selon le refroidissement préalable des gaz recirculés. À pression de suralimentation constante,
la dilution de l’air admis par des gaz d’échappement réduit la quantité
d’oxygène présente dans le cylindre, ce qui tend à augmenter les
émissions de fumées.
En pratique, pour obtenir des réductions significatives des émissions de NOx , une recirculation de gaz d’échappement bien dosée
pénalise moins la puissance, la consommation et les émissions de
particules que de forts retards à l’injection qui ont un effet saturant
sur la réduction des oxydes d’azote.
De forts taux de récirculation de gaz d’échappement permettent
d’obtenir des émissions de NOx très faibles qu’il est impossible de
réaliser par de forts sous-calages. Dans ce cas, en l’absence de modifications du système de suralimentation, la réduction de la quantité
d’oxygène disponible accroît considérablement les émissions de
fumées du moteur. Il faut alors utiliser un filtre à particules pour
ramener les émissions à des niveaux acceptables.
9.1.4 Injection d’eau
L’injection d’eau dans l’air admis par le moteur permet d’abaisser
les températures de combustion et de réduire les concentrations en
oxygène par une dilution à la vapeur d’eau. Du fait de la forte capacité
thermique massique de la vapeur d’eau et avec une introduction
d’eau partiellement vaporisée dans le cylindre, on obtient des réductions importantes des émissions de NOx en dégradant très peu les
émissions de fumées du moteur. Les quantités d’eau introduites
peuvent représenter 50 % de la masse de fioul injecté.
Ce procédé, intéressant sur le plan des émissions et de la
consommation, pose des problèmes de mise en œuvre à bord du
véhicule :
— un réservoir d’eau de la moitié environ de celui du combustible ;
— un système de dosage et d’injection d’eau ;
— un approvisionnement du véhicule avec de grandes quantités
d’eau à minéralisation modérée ;
— des risques d’erreurs de remplissage entre le réservoir d’eau
et celui du combustible ;
— un risque que les véhicules fonctionnent sans dépollution si
le plein d’eau n’est pas fait.
Ces objections font que cette solution est actuellement rarement
employée malgré son avantage sur le compromis entre les émissions et la consommation.
9.2 Particules solides
9.2.1 Filtre à particules
Figure 35 – Piston doseur à rampe auto-avance
B 2 700 − 30
Dans la mesure où toutes les suies n’ont pas pu être brûlées
dans la chambre de combustion, il est possible de les détruire en
aval par un filtre à particules, dit aussi trap-oxydizer.
De par son principe, il ne peut agir que sur les particules qui sont
captables à la température où les gaz d’échappement les traversent :
— pour des températures de gaz supérieures à 180 oC environ,
les hydrocarbures HC imbrûlés sont présents en phase gazeuse. Il
ne faut donc pas compter sur le filtre à particules pour réduire les
émissions de HC pour des charges supérieures à 1/4 de la pleine
charge ;
— à basse charge, une partie des HC peut se condenser en
amont du filtre à particules et y être captée. Les gouttelettes de HC
condensées sont mouillantes et colmatent les pores du filtre beaucoup plus rapidement que les suies.
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Malgré sa dénomination de filtre à particules, il faut donc le
réserver pour ce qu’il peut réellement faire, c’est-à-dire réduire la
contribution des suies aux émissions de particules solides.
Dans ce type de filtre, on retrouve, comme dans la chambre de
combustion, le problème de température minimale nécessaire
pour permettre la combustion des suies :
— le fait de retenir les particules offre des temps de séjour plus
longs que dans la chambre de combustion, ce qui permet de se
contenter de cinétique plus lentes ;
— en pratique, on constate, sans effets catalytiques, que les suies
brûlent à des températures supérieures à 650 oC, soit environ 920 K.
Par rapport aux températures de 1 000 à 1 100 K nécessaires dans
la chambre, le gain lié au temps de séjour accru est en pratique très
insuffisant ;
— l’utilisation d’un filtre catalytique classique permet d’abaisser
le seuil de combustion des suies à 520 oC, soit environ 800 K.
Ce gain est très insuffisant pour assurer une combustion des
suies sur toute la plage de fonctionnement du moteur :
— au ralenti, les températures des gaz d’échappement en sortie
de la turbine sont rarement supérieures à 150 oC ;
— compte tenu du rapport de détente et du rendement élevé des
turbocompresseurs, les températures des gaz en sortie de la turbine
sont rarement supérieures à ce seuil ;
— l’utilisation du filtre entre la soupape d’échappement et
l’entrée de la turbine permettrait de bénéficier de températures de
gaz plus élevées, mais au prix d’une dégradation des conditions de
suralimentation qui n’est pas toujours acceptable.
Il faudra donc prévoir les modes de fonctionnement suivants :
— filtration et combustion quasi simultanée des particules
lorsque la température des gaz d’échappement le permet ;
— rétention et accumulation des particules de suies dans le
filtre lorsque la température des gaz d’échappement est trop
faible ;
— régénération du filtre avant que les pertes de charge dues à
l’accumulation de suies deviennent inacceptables.
Figure 36 – Structure d’un filtre à particules monolithe céramique
■ Filtre en mousse de céramique
Ce type de média fonctionne en filtration massique, ce qui lui
confère une bonne perméabilité, de fortes capacités de rétention
avant colmatage et des efficacités de rétention moyennes de 50 à
80 % en fonction de la texture utilisée. Cette technologie se prête
bien à l’imprégnation catalytique. Ces filtres sont moins sensibles
que les monolithes céramiques à la fissuration, mais l’assemblage
avec l’enveloppe métallique est plus délicat.
Ces trois technologies permettent d’abaisser dans des rapports
de 3 à 10 les émissions de fumées. Aux variantes près de capacité
de rétention avant colmatage, elles posent toutes le même problème
de régénération, c’est-à-dire de brûler les suies accumulées pour
ramener les pertes de charge à un niveau acceptable.
9.2.1.2 Régénération
9.2.1.1 Filtration
Pour la rétention des suies, trois technologies se dégagent.
■ Filtre monolithe céramique
Ce type de filtre a usuellement une structure en nid d’abeilles, ce
qui accroît la surface de filtration. La rétention des suies se fait en
surface, avec un seuil de filtration lié à la taille des pores du média
filtrant (figure 36).
Il présente comme avantages essentiels :
— une efficacité de rétention élevée des particules qui atteint 80
à 90 % ;
— une imprégnation aisée et stable de la céramique par un
catalyseur ;
et deux inconvénients :
— une faible capacité de rétention avant colmatage ;
— une fragilité à la fissuration.
■ Filtre métallique
Ce filtre est constitué d’un réseau de fils métalliques enrobés
d’un dépôt catalytique ; il fonctionne en filtration volumique. Les
efficacités sont plus faibles qu’avec un monolithe céramique, mais
la capacité de rétention avant colmatage est plus grande. Les
déplacements des fils les uns par rapport aux autres, en particulier
sous l’effet des vibrations, tendent à user le dépôt catalytique qui
est émis à l’échappement sous forme de fines poussières.
La température des gaz d’échappement étant le plus souvent
insuffisante pour assurer la combustion des suies captées, il est
obligatoire d’utiliser des apports de chaleur extérieurs pour brûler
les suies qui colmatent le filtre.
La régénération n’est possible que s’il y a une température
suffisante, elle est plus rapide si la concentration en oxygène
disponible est élevée. Cela est en contradiction avec les caractéristiques naturelles des moteurs Diesel :
— les fortes concentrations en oxygène disponible se rencontrent
à basse charge où les forts excès d’air conduisent à des températures
de gaz d’échappement faibles ;
— inversement, les températures les plus élevées sont obtenues
avec de très faibles excès d’air et des concentrations en oxygène
disponible réduites qui freinent la vitesse de régénération.
La régénération peut se faire sans appoint d’air, en utilisant
l’oxygène résiduel des gaz d’échappement (figure 37a) ou avec un
appoint d’air dosé pour accroître les teneurs en oxygène
(figure 37b).
Deux stratégies de régénération sont possibles, à bord du
véhicule :
— en série : un seul filtre est utilisé. Un brûleur apporte à la totalité
des gaz d’échappement une quantité de chaleur suffisante pour les
échauffer au-dessus du seuil de régénération, avec un appoint
d’énergie qui est alors très élevé. Le comportement du moteur est
entièrement dépendant de l’état de colmatage et de la vitesse de
régénération ;
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B 2 700 − 31
COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL _________________________________________________________________________________________________
Figure 37 – Régénération avec ou sans appoint d’air
— en parallèle : deux filtres sont nécessaires. Les gaz d’échappement passent par le filtre propre pendant que l’autre est régénéré.
Le débit d’air nécessaire pour assurer la régénération est très faible,
ce qui réduit considérablement la quantité de chaleur à apporter par
le ou les brûleurs. Cette solution nécessite une implantation plus
complexe et plus volumineuse. Elle découple le fonctionnement du
moteur de l’état de colmatage du filtre et de la vitesse de
régénération.
Dans les deux cas, les normes actuelles de limitation de polluants
semblent muettes sur la prise en compte ou non dans les cycles
normalisés des débits de polluants pendant les phases de
régénération.
Quelle que soit la stratégie de régénération retenue, le processus
doit être automatisé et transparent pour l’utilisateur, ce qui crée une
liste de nouveaux problèmes.
■ Détection de l’état de colmatage du filtre
Il faut être capable de détecter l’état de colmatage du filtre sur
tous les points de fonctionnement du moteur par une mesure plus
raffinée qu’une simple perte de charge. En effet, un colmatage en
fonctionnement à basse charge prolongée donne une perte de
charge faible sur ce point, mais peut rendre impossible le passage
immédiat à un fonctionnement en pleine charge. Il faut donc
comparer la perte de charge constatée à celle qui est normale pour
le débit-volume de gaz qui traverse le filtre. Cela nécessite :
● soit une cartographie préalable en fonction du régime et des
paramètres tels que la quantité injectée, la pression de suralimentation, etc. ;
● soit une mesure continue du débit de gaz du moteur, qui en fait
ne peut se pratiquer qu’à l’admission.
■ Brûleur + allumage + gestion de l’air
L’énergie à apporter pour assurer la régénération du filtre semble
trop grande pour être apportée électriquement. Il faut donc un
brûleur auxiliaire, ce qui implique :
● un apport contrôlé et dosé de combustible : des explorations
ont été faites en laboratoire avec du gaz, de l’alcool et des additifs.
Ces solutions qui nécessiteraient des réservoirs supplémentaires et
B 2 700 − 32
l’introduction de produits consommables nouveaux ne vont pas
dans le sens de la demande des utilisateurs. À ce titre, l’utilisation
du gazole comme source auxiliaire d’énergie semble la solution la
plus facilement jouable vis-à-vis des utilisateurs ;
● un allumage fiable : les températures de gaz d’échappement
trop faibles pour assurer la combustion spontanée des suies le sont
aussi pour allumer le brûleur. Il faut donc impérativement prévoir un
système d’allumage 100 % fiable, pour ne pas prendre le risque de
rejeter du combustible d’appoint directement à l’échappement ;
● un contrôle de la teneur en oxygène disponible : la consigne
d’utilisation du moteur pouvant, à tout moment de la régénération,
amener à des excès d’air très faibles, il faut prévoir une possibilité
d’appoint d’air supplémentaire pour poursuivre la régénération ou
au minimum pour ne pas éteindre la flamme du brûleur ;
● la sécurité : l’implantation d’un brûleur sur la tuyauterie
d’échappement fait coexister à faible distance un circuit de gazole et
des gaz d’échappement qui peuvent être momentanément très
chauds, d’où un accroissement du risque d’incendie en cas de fuite
toujours possible de gazole ;
● la maîtrise des températures de régénération : l’apport de gaz
chauds et la combustion rapide de grandes quantités de suies accumulées peuvent conduire à des températures très élevées du média
filtrant et à des chocs thermiques qui le détruisent plus ou moins rapidement. Les structures en nid d’abeilles des monolithes céramiques
sont particulièrement sensibles à ces effets. Si un des tubes est moins
colmaté que ses voisins, il tend à créer un passage préférentiel de gaz
chauds et une combustion plus rapide des suies accumulées. Les
gradients de température résultants de tube à tube peuvent provoquer leur fissuration.
Ce panorama rapide des problèmes posés par les filtres à particules montre que cette technique nouvelle, prometteuse en termes
de réduction des émissions de fumées, est délicate en mise au point.
9.2.2 Catalyseur d’oxydation
À défaut de pouvoir supprimer complètement la production
d’hydrocarbures HC imbrûlés dans les chambres de combustion,
l’utilisation de catalyseurs d’oxydation permet de les détruire en
aval des soupapes d’échappement.
Par rapport aux filtres à particules, les catalyseurs d’oxydation
ne posent pas le problème de colmatage par accumultaion d’un
produit solide retenu.
La combustion catalytique des HC nécessite une température
minimale allant de 250 à 350 oC environ selon le type de catalyseur
utilisé.
Malheureusement, les émissions de HC dues aux arrosages des
parois sont maximales sur les points de fonctionnement à faible
charge, pour lesquels les températures d’échappement sont trop
faibles pour que la combustion catalytique puisse avoir lieu. De
plus, c’est aux faibles charges que le rendement de transformation
de l’huile consommée en hydrocarbures imbrûlés est maximal.
De manière générale, les catalyseurs qui fonctionnent aux températures les plus faibles ont tendance à convertir le soufre présent
dans le combustible et dans l’huile brûlés en sulfates. Par rapport
à un rejet du soufre brûlé sous forme de SO2 gazeux, la formation
de sulfates peut accroître très sensiblement les émissions pondérales de particules du moteur, malgré une réduction des hydrocarbures imbrûlés. Il faut, dans ce cas, utiliser des combustibles à
teneur en soufre réduite, minimiser la consommation d’huile du
moteur et éventuellement réduire la teneur en additifs antiusure de
l’huile du moteur.
Il faut signaler que la recirculation des gaz d’échappement permet
de relever les températures d’échappement et d’élargir légèrement
le domaine où le catalyseur peut fonctionner.
L’utilisation d’un catalyseur d’oxydation ne peut donc apporter
de résultats vraiment appréciables que si tout a déjà été fait pour
réduire les émissions de HC à basse charge, là où il est inopérant.
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© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique
_________________________________________________________________________________________________ COMBUSTION DANS LES MOTEURS DIESEL
10.Conclusions
L’exposé des divers aspects de la combustion dans les moteurs
Diesel n’a pas la prétention d’être exhaustif. Seuls ont été retenus
les points les plus marquants des très nombreux phénomènes physiques ou chimiques impliqués et les modes de réalisation retenus
actuellement ou dans un proche avenir.
La complexité des phénomènes impliqués dans une combustion
Diesel fait qu’il n’existe pas de chambres de combustion bonnes dans
l’absolu. Seul un mariage de la chambre de combustion et du
système d’injection, réussi sur toute la plage de fonctionnement du
moteur, permet d’obtenir les longévités, les performances, les
consommations et les émissions de polluants recherchées.
La recirculation des gaz d’échappement est une voie d’avenir
prometteuse pour réduire les émissions d’oxydes d’azote.
Des solutions d’épuration a posteriori des gaz d’échappement
existent pour le futur : filtre à particules et catalyseur d’oxydation.
Des travaux de développement importants sont encore nécessaires
pour rendre ces solutions industrialisables.
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