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bm2525

Moteurs à taux de compression variable

Adrian CLENCI Maître de conférence à l'université de Pitesti (Roumanie)

Pierre PODEVIN Ingénieur de recherche au Conservatoire national des arts et métiers

Technologie des moteurs thermiques Machines hydrauliques, aérodynamiques et thermiques

Mécanique

09/11/2012

7200091622 - joint ill esrf library // filippo CIANCIOSI // 160.103.2.236

Moteurs a tauxde compression variable

par Pierre PODEVINIngenieur de recherche au Conservatoire national des arts et metiers

et Adrian CLENCIMaıtre de conference a l’universite de Pitesti (Roumanie)

1. Interet du taux de compression variable ................................... BM 2525 – 31.1 Application au moteur a allumage par compression........................ — 41.2 Application au moteur a allumage commande ................................. — 41.3 Application a l’automobile ................................................................. — 41.4 Conclusion .......................................................................................... — 5

2. Moyens de variation du taux de compression........................... — 52.1 Cycle de Miller-Atkinson..................................................................... — 52.2 Modification du rapport volumetrique de compression ................... — 9

3. Solutions constructives................................................................. — 103.1 Modification du volume de la culasse............................................... — 113.2 Modification de la hauteur du piston ................................................ — 123.3 Modification du volume mort. Moteurs articules.............................. — 123.4 Modification des entraxes bielle-manivelle....................................... — 133.5 Modification de la cinematique bielle-manivelle .............................. — 163.6 Autres solutions ................................................................................. — 18

4. Conclusion........................................................................................ — 20

Pour en savoir plus.................................................................................. Doc. BM 2 525

L e rendement thermodynamique d’un moteur a combustion interne est unefonction croissante du rapport volumetrique de compression, que ce soit

pour les moteurs a allumage par compression, « moteur Diesel » ou lesmoteurs a allumage commande « moteur a essence ».

Malheureusement, il n’est pas possible d’augmenter indefiniment celui-ci dufait d’autres contraintes :

– pressions de fin de combustion trop elevees incompatibles avec les chargesadmissibles par le moteur ;– risque d’une baisse du rendement global du moteur notamment par la chute

du rendement mecanique ;– risque d’une auto-inflammation du melange dans le cas du moteur a

essence qui, en general, doit etre evitee.

Ce rendement thermodynamique est defini par rapport au cycle thermodyna-mique theorique du moteur. Dans les zones de faibles charges, le fonctionne-ment du moteur s’eloigne de ce cycle theorique. La pression de fin de compres-sion n’est plus directement liee au rapport volumetrique de compression etdepend fortement de la charge et du regime de rotation du moteur. Les benefi-ces d’un dispositif de rapport de compression variable (VCR : Variable Compres-sion Ratio) seront preponderants dans ces zones. L’augmentation du rapportvolumetrique de compression permettra de retablir la pression de fin de com-pression a la valeur requise pour un fonctionnement optimise du moteur ; cettevaleur pouvant etre guidee par des imperatifs de consommation ou depollution.

BM

2525

10-2008

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Dans le cas de l’automobile, une situation de tres faibles charges est rencon-tree en circulation urbaine. Elle est surtout prejudiciable au moteur a allumagecommande du fait d’une regulation de la charge realisee principalement par levannage de la quantite d’air admise.

Les potentialites d’un rapport volumetrique de compression variable pour lemoteur Diesel ne sont pas aussi importantes mais l’application de cette techno-logie pour ce type de moteurs n’est cependant pas denuee d’interet.

Les avantages et benefices d’un rapport volumetrique de compressionvariable sont connus depuis fort longtemps. Des 1932, un premier brevet a etedepose et depuis, ces dernieres annees, on assiste a une explosion de solutionsde moteurs a rapport de compression volumetrique variable. Aucun vehiculen’est aujourd’hui dote en serie d’un moteur a rapport volumetrique de com-pression variable, du fait de sa complexite de realisation et des couts supple-mentaires engendres. Cependant, compte tenu des contraintes futures en termede reduction des emissions de CO2 des vehicules automobiles, l’EUCAR (Euro-pean Council for Automotive R&D) envisage l’application de cette technologiedans les annees 2015.

Apres une etude detaillant l’interet de la compression variable et les moyenspour realiser celle-ci, les differentes solutions constructives proposees serontpresentees.

Notations et symboles

Symbole Unite Definition

C N·m Couple

CSe g/kWh Consommation specifique effective

k Coefficient polytropique

p Pa Pression

PCI kJ/kg Pouvoir calorifique inferieur

Pme bar Pression moyenne effective

Pmth bar Pression moyenne theorique

V m3 Volume quelconque

v m3 Volume mort

Vu m3 Cylindree unitaire

W J Travail

d Rapport du volume fin de combus-tion isobare sur le volume mort

e Rapport volumetrique

g Rapport des capacites thermiquesmassiques a pression constante et avolume constant

l Rapport de la pression de fin decombustion isochore sur la pressionde debut de combustion

h Rendement

t Taux

Liste des indices

0,1,2,3,4,5,6 Points caracteristiques sur un cycle

a Admission

atm Atmospherique

c Compression

d Detente

e Effectif, effective

FSA Fermeture Soupape d’Admission

i Indice

m Moyenne

PMB Point Mort Bas

PMH Point Mort Haut

sd Sur-detente

th Thermodynamique, theorique

MOTEURS A TAUX DE COMPRESSION VARIABLE ––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––

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1. Interet du tauxde compression variable

Le terme taux de compression faisant reference a un rapport depression, il doit etre defini dans le cas d’un moteur a combustioninterne par :

tc =p2

p1(1)

avec p1 pression regnant dans le capsulisme au debutde la compression,

p2 pression regnant dans le capsulisme a la fin decompression.

Une confusion majeure est induite par le fait que le rapport volu-metrique de compression est souvent baptise taux de compression(compression ratio en anglais). Ce rapport, ec, est defini par :

ec =V1

V2(2)

avec V1 volume du capsulisme au debut de la compres-sion,

V2 volume du capsulisme a la fin de la compres-sion.

La majorite des moteurs a combustion interne ont un rapportvolumetrique de compression, ec, egal au rapport volumetrique dedetente, ed, si bien que ceux-ci peuvent etre designes par le termegenerique, e, rapport volumetrique :

e =Vu + v

v(3)

Vu etant la cylindree unitaire, et v le volume mort.

L’assimilation entre taux de compression et rapport volumetriquede compression decoule du fait que dans le cycle theorique, le gazetant suppose ideal parfait et la compression isentropique, le tauxde compression et le rapport volumetrique de compression sontdirectement lies :

tc =p2

p1= ðecÞg (4)

Dans le cas d’une compression reelle, il est aussi possible de lierle taux de compression et le rapport volumetrique de compressionpar le coefficient polytropique, k :

tc =p2

p1= ðecÞk (5)

avec k =ln tcln ec

L’etude des cycles thermodynamiques theoriques permet dedeterminer le rendement thermodynamique theorique, commune-ment appele rendement thermodynamique, hth, [1], [2] :

– pour le moteur a allumage commande, ou « moteur aessence » ; cycle de Beau de Rochas (ce cycle, hors de France, estgeneralement appele cycle d’Otto bien que la paternite juridique enrevienne a Beau de Rochas [3]) :

hth = 1 - 1

eg - 1(6)

– pour le moteur a allumage par compression, ou « moteur Die-sel » ; cycle Diesel :

hth = 1 - 1g

1

eg - 1dg - 1

d - 1(7)

d etant egal au rapport du volume de finde combustion isobare sur le volume mort.

Les expressions (6) et (7) indiquent clairement que le rendement

thermodynamique croıt lorsque e augmente.

L’application brute de ces equations conduit a des rendements

surestimes. Des resultats plus realistes sont obtenus dans le cas

du moteur a allumage commande en supposant un coefficient

polytropique de compression et de detente egal a 1,22 [4].

hth = 1 - 1

ek - 1 (8)

L’application de l’equation (8), pour un moteur a allumage com-

mande, montre que le gain en rendement est faible des que le rap-

port volumetrique de compression depasse 12 (figure 1).

Le premier moteur a allumage commande construit par Otto en

1876 avait un rapport volumetrique de compression de 2,5. Depuis

celui-ci n’a cesse de croıtre (figure 2) [5].

Si le rendement thermodynamique est une fonction croissante

du rapport volumetrique, il ne faut pas oublier que le rendement

global du moteur ou rendement effectif, he, est le produit de plu-

sieurs rendements :

he =hthhfhcombhm (9)

Le rendement de forme, hf, qui est egal au rapport du travail

fourni par le cycle reel sur le travail du cycle theorique, sera gran-

dement affecte aux faibles charges, dans le cas du moteur a allu-

mage commande, du fait des pertes par pompage. L’augmentation

du rapport volumetrique avec la combinaison eventuelles d’autres

strategies (melanges pauvres, injection directe, levee variable des

soupapes…) permet d’ameliorer le rendement de forme dans cette

zone de fonctionnement.

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

0,6

εc

ηth

0,5

0,4

0,3

0,2

0,1

0

Figure 1 – Evolution du rendement thermodynamique en fonctiondu rapport volumetrique de compression

2000199019801970

Année1960195019401930192019101900189018801870

14εc

12

10

8

6

4

2

0

1876

1979Chambre de combustion

May-Fireball

Nicolaus Otto

Figure 2 – Evolution du rapport volumetrique de compressiondes moteurs a allumage commande

––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––– MOTEURS A TAUX DE COMPRESSION VARIABLE


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Le rendement de combustion, hcomb, est egal au rapport de lachaleur effectivement degagee lors de la combustion reelle et dela chaleur theorique disponible, qui est liee au pouvoir calorifiquedu combustible introduit. L’utilisation d’un rapport volumetriqueeleve permet d’accroıtre la vitesse de combustion. Cette opportu-nite, particulierement interessante aux faibles charges, peut etreaussi appliquee aux fortes charges en melange pauvre sur lesmoteurs a allumage commande et a injection directe [4].

Le rendement mecanique, hm, qui est egal au rapport du travailrecueilli en bout d’arbre sur le travail du cycle reel, est tres sensiblea la pression maximale du cycle, ce qui limitera le rapport volume-trique de compression maximal du moteur Diesel.

1.1 Application au moteur a allumagepar compression

Les pertes mecaniques sont une fonction croissante de la vitessede rotation du moteur et de la pression maximale du cycle. Enoutre, il doit etre laisse « un certain temps » pour que la combus-tion puisse se realiser correctement. Ce parametre limite en fin decompte la vitesse de rotation du moteur Diesel.

Si l’on considere une vitesse de rotation donnee du moteur, leproduit hm hth presente un optimum pour un rapport volumetriquedonne. C’est la chute du rendement mecanique du moteur qui faitque le rendement global ne croıt pas en fonction du rapport volu-metrique, du fait de l’augmentation de la pression maximale ducycle. Un consensus, fixe l’optimum de rendement a un rapportvolumetrique d’environ 16 pour les moteurs Diesel.

Dans le cas des moteurs Diesel d’automobiles, le rapport surface/volume de la chambre de combustion des petits moteurs etantdefavorable a l’auto-inflammation du combustible, le rapport volu-metrique de compression est choisi afin d’assurer un demarragecorrect du moteur a froid. Ce rapport qui etait de 18 a 22 atteintmaintenant la valeur optimale sur des moteurs fortement surali-mentes (taux de suralimentation de l’ordre de 2,7) soit : e = 15,8sur le moteur 2,2 litres de la Toyota D-4D et e = 16 sur le moteur2 litres Renault DCI M9R260. La contrainte d’une puissance speci-fique elevee (downsizing) a fait que les techniques de demarrage afroid du moteur ont fortement evolue grace notamment aux pro-gres de l’injection electronique.

Bien qu’un rapport volumetrique de compression variable per-mette de faciliter le demarrage du moteur, cette opportunite est dis-cutable vis-a-vis de la complexite technologique qui en resulte.Neanmoins, d’autres benefices sont envisageables en matiere delutte contre la pollution (NOx, suies), de consommation aux faiblescharges ou d’amelioration des performances transitoires du vehi-cule. L’augmentation du rapport volumetrique de compression auxfaibles charges permettrait de compenser, en partie, le deficit de laturbosuralimentation.

Pour les moteurs industriels de grosses cylindrees, la contraintede demarrage ne se pose pas dans les memes termes mais devientmalgre tout preoccupante si des demarrages rapides sont deman-des pour des moteurs de grosses puissances fortement suralimen-tes. L’objectif d’une puissance specifique elevee etant recherche etafin de limiter la pression maximale du cycle, il est utilise des rap-ports volumetriques de 12,5 voire inferieurs a 8. Dans ce cas, desmoyens specifiques doivent etre utilises pour le demarrage (van-nage du circuit d’echappement, chambre de combustion annexe…).Un rapport volumetrique de compression variable pourrait etre unesolution pour le demarrage de ceux-ci, mais avec un risque d’unecomplexite mecanique fortement accrue.

1.2 Application au moteur a allumagecommande

Le meme raisonnement que precedemment, concernant le pro-duit hm hth, peut etre tenu pour le moteur a essence. Le rapportvolumetrique optimal a pleine charge est donne pour une valeurde 12 a 14.

La difficulte de realisation de ce rapport reside dans le risqued’une auto-inflammation du melange provoquant le phenomene decliquetis, qui outre un aspect auditif desagreable, conduit a la dete-rioration du moteur. Pour eviter son apparition, il est necessaire quela combustion s’effectue dans un delai tres court et que des cham-bres de combustion fortement turbulentes soient realisees pouratteindre cet objectif. Outre la nature du carburant (indice d’octane),cette auto-inflammation est directement liee a la pression et a latemperature de fin de compression, ce qui oblige les moteurs sura-limentes a avoir un rapport volumetrique relativement faible. Dansle cas des melanges pauvres, des moteurs atmospheriques a rap-port volumetrique eleve, superieurs a 14, ont ete developpes dansles annees 1980 (Chambre Fireball - Michel May [6], [7]).

Des rapports de 10 a 11 sont couramment rencontres sur lesmoteurs atmospheriques actuels. La Toyota Prius fait figure d’ex-ception avec un rapport volumetrique de compression de 13 permispar un fonctionnement specifique du moteur suivant un cycle Mil-ler (cette specificite sera expliquee ulterieurement). Les moteurs ainjection directe d’essence ont, en general, un rapport qui varie de10,5 a 12,5. Une augmentation du rapport volumetrique est pos-sible sur ce type de moteur, grace a un meilleur controle de la com-bustion par le pilotage de l’injection et, surtout, par le fait del’abaissement des temperatures dans le cylindre, provoque par lavaporisation du carburant limitant ainsi le risque de cliquetis [8].

Le rapport volumetrique des moteurs suralimentes qui etaitrecemment de l’ordre de 8 a 9, voit sa valeur passer de 10 a 10,5sur des moteurs a injection directe fortement suralimentes (rapport10 et taux de suralimentation 2,5 sur le moteur Volkswagen 1,4 TSI).Cette evolution est, bien entendu, due a un meilleur controle de lacombustion, notamment par l’injection, mais aussi par un objectifnouveau en matiere de suralimentation. Si, autrefois, celle-ci avaitpour but un accroissement de la puissance maximale du moteur etetait destinee aux vehicules « sportifs », aujourd’hui l’objectif estoriente vers une puissance specifique plus grande et un coupleeleve dans un but de diminution de la consommation du vehicule(downsizing).

Le probleme principal du moteur a essence est du a son systemede regulation de la charge qui affecte fortement le rendement effec-tif de celui-ci. En general, l’obligation d’un fonctionnement a unerichesse proche de un, fait que celle-ci est obtenue par la variationde la masse d’air introduite dans le cylindre. Cette variation est rea-lisee par le vannage du circuit d’admission. Plus le vannage estimportant (ex : fermeture importante du papillon des gaz), plus lespertes par pompage sont elevees provoquant une chute de la pres-sion de fin de compression et de ce fait une baisse du rendementde forme.

La pression de fin de compression sera d’autant plus affecteeque le rapport volumetrique du moteur sera faible [9]. L’augmenta-tion de la pression de fin de compression est d’autant plus interes-sante que le risque de cliquetis diminue quand la charge baisse. Endessous de 50 a 60 % de la pleine charge, ce risque disparaıt com-pletement. Ainsi, la valeur minimale du rapport volumetrique decompression ec peut etre etablie a la pleine charge, a la limite ducliquetis et la valeur maximale fixee au ralenti, de facon a avoirune augmentation nette de la pression de fin de compression.

Par ailleurs, il est constate qu’en pleine charge le risque de cli-quetis diminue avec l’augmentation du regime de rotation dumoteur, ce qui permet egalement une croissance du rapport volu-metrique de compression.

1.3 Application a l’automobile

Des considerations precedentes, il resulte que le choix du rapportvolumetrique a une influence significative sur le rendement globaldu moteur. Dans le cas de l’automobile, les specificites de cemoteur doivent etre prises en compte. Il doit etre capable de procu-rer un fonctionnement harmonieux du vehicule sur une plage eten-due de regimes et de charges tout en assurant une consommationfaible et des emissions reduites.



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La pleine charge correspond a la puissance maximale que le

moteur peut fournir pour un regime donne, elle coıncide avec le

niveau de sollicitation extreme du moteur. En general, elle est peu

souvent atteinte dans le cas d’une utilisation « normale » du vehi-

cule mais elle constitue une reserve de puissance et est absolu-

ment necessaire pour procurer au vehicule les accelerations

souhaitees.

Pour une grande partie des automobilistes, le vehicule est utilise

a faible charge en circulation extra-urbaine, voire a tres faible

charge en circulation urbaine.

Sur la figure 3 sont representes les points de fonctionnement

d’un moteur a essence atmospherique en regimes stabilise et tran-

sitoire suivant le cycle europeen NEDC (New European Driving

Cycle) [10]. Conformement a l’usage motoriste sont indiquees la

pression moyenne effective, Pme, et la consommation specifique

effective, CSe, a la place du couple, C et du rendement effectif, he.

La transposition peut etre faite a partir des equations suivantes [5] :

C = 25piVPme (10)

he = 3,6 · 106

CSePCI(11)

Dans ces relations, la consommation specifique etant donnee en

g/kWh, le couple est a prendre en N·m, la pression moyenne effec-

tive en bar, la cylindree, v, en L et le pouvoir calorifique inferieur,

PCI, en kJ/kg (environ 42 000 kJ/kg pour des carburants tels que

l’essence ou le gazole). Le parametre i doit respecter les valeurs

suivantes :

i = 1 : moteur 4 temps

i = 2 : moteur 2 temps

Ce graphique permet de constater que le moteur est generale-

ment utilise dans une zone de consommation specifique superieure

a 400 g/kWh soit un rendement effectif inferieur a 21 %. Les points

du graphique sont issus d’analyses du fonctionnement d’une auto-

mobile selon quatre cycles de circulation urbaine et un cycle de cir-

culation extra-urbaine. En conditions urbaines, le moteur fonc-

tionne, en fait, la majorite de son temps a des rendements

effectifs nettement inferieurs a 21 % (a l’extreme lorsque le vehicule

est arrete, au ralenti, ce rendement est nul).

L’application de la technique du rapport volumetrique variable

devrait permettre d’ameliorer cette zone de mauvais rendement.

1.4 Conclusion

La variation du rapport volumetrique se revele comme un moyen

d’agir directement sur les performances des moteurs, qu’ils soient

du type Diesel ou du type a essence.

D’autres aspects benefiques sont envisageables parmi lesquels il

convient de citer :

– diminuer le temps de reponse des moteurs turbosuralimentes ;

– favoriser la mise en temperature des catalyseurs et ainsi

reduire les emissions polluantes ;

– faciliter les fonctionnements multicarburants (GNV, GPL,

essence, agrocarburants) ;

– permettre une adaptation plus « simple » des nouveaux modes

de combustion dans les moteurs [11], [12].

Cependant, la variation du rapport volumetrique est relativement

difficile a mettre en œuvre et son application doit etre pensee avec

toutes les autres technologies a notre disposition afin d’elargir les

potentialites de son application.

2. Moyens de variationdu taux de compression

Pour modifier le taux de compression, les equations (4) et (5)invitent a changer le rapport volumetrique de compression. En assi-milant rapport volumetrique de compression et taux de compres-sion, l’equation (3) montre qu’il faut agir soit sur le volume mort(volume de la chambre de combustion), soit sur la cylindree uni-taire, soit sur les deux a la fois. Les moyens utilises feront l’objetdu paragraphe 2.2.

Bien que l’analyse des cycles theoriques des moteurs a combus-tion interne, suppose des courses de compression et de detenteidentiques, certains moteurs possedent des courses differentes, telle moteur d’Atkinson. Par ailleurs, le volume de compression est,en general, considere comme le volume balaye par le piston entresa position au point mort bas et sa position au point mort haut.Dans le cas d’une fermeture tres tardive de la soupape d’admis-sion, technique de Miller, il convient de considerer que le volumede compression est egal au volume balaye par le piston entre lafin de la fermeture de la soupape d’admission et sa position aupoint mort haut. Ces dispositions technologiques, regroupeessous le nom generique de Miller-Atkinson constituent aussi unmoyen de variation du taux de compression et meritent d’etre etu-diees specifiquement.

2.1 Cycle de Miller-Atkinson

L’analyse du cycle theorique du moteur a allumage commande,figure 4, parcours 0-1-2-3-4-1-0, entraıne les remarques suivantes :

� Remarque 1 : les courses de compression et de detente sontidentiques, aussi le rapport volumetrique de compression, ec, estegal au rapport volumetrique de detente, ed, et egal au rapportvolumetrique, e :

ec =V1

V2= ed =

V4

V3= e (12)

� Remarque 2 : la detente des gaz a l’interieur du cylindre n’estpas complete (p4 > p0)

En raison de la remarque 1, l’expression du rendement thermo-dynamique du cycle theorique s’exprime indifferemment de lamaniere suivante :

hth = 1 - 1

eg - 1c

ou hth = 1 - 1

eg - 1d

(13)

L’amelioration du rendement du moteur passe donc par l’accrois-sement du rapport volumetrique, e. Cette evolution etant limitee, enraison des contraintes exposees au paragraphe 1, il apparaıt

Régime rotation (tr/min)1 000

1,2

1 500 2 000 2 500 3 000 3 500 4 000 4 500 5 000 5 500

1,0

0,8

0,6

0,4

0,2

0

Pm

e (M

Pa) Moteur à essence

atmosphérique

Régime transitoire

Régime stabiliséCSe = 240

CSe = 250

CSe = 260

CSe = 300

CSe = 400

Figure 3 – Points de fonctionnement moteur suivant cycle NEDC



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interessant d’augmenter plutot l’intensite de la detente (celle-ci

etant en fait la seule course utile du cycle). Le cycle theorique

offrant cette possibilite, course de detente superieure a la course de

compression ed > ec, est appele cycle d’Atkinson et est represente

figure 4, par le parcours 0-1-2-3-5-6-0.

D’un point de vue theorique, la remarque 2 invite a prolonger la

detente jusqu’a la pression atmospherique, d’ou le cycle de la

figure 5 (parcours 0-1-2-3-5-0), p5 =p1 =p0 =patm ce qui conduit a

definir un rapport volumetrique de detente maximal, edmax.

En posant, l =p3

p2, et les evolutions etant adiabatiques reversi-

bles, il vient :

egdmax =p3

p5=lp2

p5=lp1e

gc

p5=legc

d’ou :

edmax = ecl1=g (14)

On definit ainsi un taux de surdetente exprime par la relation

suivante :

tsdð%Þ = 100 ed - ecedmax - ec

(15)

Dans le cas d’un moteur a allumage commande, le rendement

thermodynamique du cycle d’Atkinson a pour expression :

hth = 1 - 1

eg - 1c

g - 1ð Þ eced

� �+l

eced

� �g - 1- g

ðl - 1Þ(16) Le tableau 1 presente, pour differents rapports volumetriques de

compression, les ameliorations du rendement thermodynamiquepar la technique de detente prolongee, pour l =3 et g = 1,4.

3

2

4

5

6

V

10p0

p

Course Beau de Rochas

Course d’AtkinsonAdmissionCompression

DétenteÉchappement

Figure 4 – Cycles theoriques Beau de Rochas et d’Atkinson

3

2

4

5

V

10p0

p

Course Beau de Rochas

Course de détente complèteAdmissionCompression

Détente

Échappement

Figure 5 – Cycle theorique d’Atkinson : detente complete

Tableau 1 – Gains de rendement

en fonction de surdetente

Rapport vo-lumetriquede com-pression

ec

Rapport vo-lumetriquede detente

ed

Taux desurdetente

tsd (%)

Rendementthermo-

dynamiquehth (%)

Gain derendementDhth (%)

8

8 0 56,5 0

13 52 62,6 10,8

17,5 100 63,7 12,8

10

10 0 60,2 0

16 51 60,23 9,1

21,9 100 66,8 11,0

12

12 0 63,0 0

19 49 68 7,9

26,3 100 69,1 9,73



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Le gain de rendement en fonction de taux de surdetente s’ex-prime par :

Dhth = 100

�hth a tsd = xÞ - ðhth a tsd = 0Þ

ðhth a tsd = 0Þ(17)

avec hth a tsd = x rendement thermodynamique pour un tauxde surdetente de x %, pour un rapport volu-metrique de compression ec donne,

hth a tsd = 0 rendement thermodynamique pour un tauxde surdetente nul soit le le rendement ther-modynamique du moteur Beau de Rochaspour le meme ec.

Les figures 6 et 7 illustrent ces resultats.

Sur la figure 6, on observe que l’amelioration du rendement estd’autant plus importante que la detente devient plus intense, ce quiest logique, mais que ce gain s’amenuise progressivement (l’ener-gie recuperee en « queue » de detente devient relativement faible).

La figure 7 presente les combinaisons ec, ed pour lesquelles ladetente est complete (equation (15)) ainsi que les courbes des ren-dements des cycles Atkinson et Beau de Rochas correspondantes.

L’energie thermique mise en jeu etant identique dans chacun desdeux cycles, le gain de travail par le cycle d’Atkinson est egal augain de rendement :

hthAtkinson

hthBeaudeRochas

=W thAtkinson

W thBeaudeRochas(18)

Par contre la pression moyenne theorique, Pmth :

Pmth =W th

V d(19)

qui est egale au rapport du travail theorique et du volume balayependant la phase de detente, est plus faible (figure 8). La contrepartie d’un moteur fonctionnant suivant un cycle d’Atkinson, parrapport a un moteur fonctionnant suivant un cycle Beau de Rochas,sera, pour une meme puissance, un moteur de dimension plusimportante, voire tres nettement plus importante si on veut attein-dre le maximum de rapport volumetrique de detente.

James Atkinson, ingenieur britannique, realisa en 1886 un moteurutilisant une course de compression inferieure a la course de detente.L’inegalite des courses de detente et de compression etait obtenuegrace a un mecanisme specifique liant le piston et le vilebrequin.Sur le meme principe, l’ingenieur Andreau realisa, en 1921, unmoteur a quatre cylindres en ligne, presentant une faible consomma-tion. Malheureusement le systeme de transmission du mouvementpar engrenage s’avera d’une complexite redhibitoire [13].

Malgre leurs inconvenients, ces moteurs meritent d’etre evoquesici, car ils representent une tentative de recuperation de l’energiedes gaz d’echappement jusqu’a la pression atmospherique. Cetteidee est proche de la technique de la turbo suralimentation : lesgaz brules continuent leur detente a l’exterieur des cylindres al’aide d’une turbine, leur energie etant transformee en travail meca-nique necessaire a l’entraınement d’un compresseur qui sert aeffectuer le remplissage force des cylindres [14].

Une solution plus simple du principe d’Atkinson, proposee par l’in-genieur Miller en 1947, consiste en une fermeture tardive de la sou-pape d’admission. La soupape reste ouverte pendant le debut de laphase de compression et une partie des gaz admis est rejetee dansl’admission. Le cycle de Miller est parfois baptise « cycle a 5 temps. »Un temps supplementaire est associe a la phase de remontee du pis-ton apres l’admission qui est divisee en deux : une phase de refou-lement par le conduit d’admission 1’-1 et la phase reelle de compres-sion 1-2 (figure 9, parcours 0-1’-1-2-3-5-1’-0).

La phase de compression devient reellement effective lors de lafermeture de la soupape d’admission. Le rapport volumetrique decompression, ec, est defini comme le rapport entre le volume du

cylindre au moment de la fermeture de la soupape d’admission

(FSA) et le volume mort :

ec =V FSA

v=V 1

V 2(20)

Le taux de compression dependra donc de ce rapport et ceci d’au-

tant plus que la fermeture de la soupape d’admission sera tardive.

68

64

60

56

52

20

16

12

8

0

4

0 20 40 60 80 100

ηth (%)

τsd (%)

∆ηth(%)

∆ηthη th Atkinson

εc Beau de Rochas = 8

Figure 6 – Comparaison des rendements thermodynamiquestheoriques Beau de Rochas et Atkinson en fonction du tauxde surdetente pour un rapport volumetrique de compression de 8

εd

80

70

60

50

40

30

20

60

40

20

00 4 8 12 16

ηth(%)

εd max

εc

η th Atkinson

η th Beau de Rochas

Figure 7 – Comparaison des rendements thermodynamiquestheoriques Beau de Rochas et Atkinson au taux de surdetentemaximal en fonction du rapport volumetrique de compression

100

80

60

400 20 40 60 80 100

Pm

th A

tkin

son

(%)

Pm

th B

eau

de

Ro

chas

tsd(%)

Figure 8 – Evolution du rapport des pressions moyennes theoriquesAtkinson-Beau de Rochas en fonction du taux de surdetentepour un rapport volumetrique de compression de 8



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Le rapport volumetrique de compression ec, equation (20), est

inferieur au rapport volumetrique e, qui est lui-meme egal au rap-

port volumetrique de detente ed.

ec =VFSA

v=V1

V2< ed =

V5

V3= e =

V1¢

V2=Vu + v

v(21)

Sur un moteur a allumage commande conventionnel, l’auto-

inflammation du melange carbure doit etre evitee. La richesse du

melange etant proche de 1, c’est la pression p2 et la temperature

T2 qui regissent l’auto-inflammation, soit en fin de compte le rap-

port volumetrique e dans le cas du moteur Beau de Rochas et le

rapport volumetrique de compression ec dans le cas du moteur de

Miller. La comparaison de ce type de moteurs pour eBeaudeRochas =ecMiller =8 est representee sur la figure 10. Le cycle de Miller per-

met de beneficier d’un taux de detente supplementaire (correlative-

ment a l’augmentation du rapport volumetrique e) conduisant a un

meilleur rendement, sans l’inconvenient du risque de cliquetis.

Cependant, comme dans le cas du moteur d’Atkinson, la pression

moyenne theorique (equation (20)) est plus faible (figure 11).

Un moteur qui fonctionne d’apres le principe Miller dispose donc

d’une puissance maximale inferieure a celle d’un moteur de meme

cylindree fonctionnant suivant le cycle Beau de Rochas.

Le manque potentiel de puissance sur les automobiles fonction-

nant suivant un cycle de Miller est en general compense par la

suralimentation (Mazda Xedos), ou l’utilisation en parallele d’un

moteur electrique (propulsion hybride electrique : Toyota Prius,

Ford Escape).

Dans le cas de la suralimentation, la technique de la turbosurali-

mentation n’est pas indiquee. Du fait de la detente supplementaire

des gaz brules, effectuee a l’interieur des cylindres, l’energie de

ceux-ci est faible au moment de l’ouverture des soupapes d’echap-

pement. Ainsi, la suralimentation mecanique sera preferee.

Lors de l’etude des cycles theoriques (Beau de Rochas, Diesel,

Atkinson ou Miller), les phases de remplissage et de vidange du

cylindre ont ete negligees, ce qui revient a considerer que ces pha-

ses s’effectuent sans perte d’energie. Dans le cas du moteur a

essence, cette boucle negative peut se reveler particulierement

importante du fait que la variation de la charge est obtenue par

vannage de l’admission d’air et induit de ce fait une perte d’energie

nommee perte par pompage. Sur la figure 12 a ete rajoutee la bou-

cle negative correspondante et le parcours 0-1-2-3-4-5-6-0 repre-

sente le cycle total. L’amplitude de la boucle negative est variable

et influence directement la puissance fournie par le moteur.

La technique de Miller permet d’aborder les charges partielles

avec un papillon de gaz plus ouvert minimisant ainsi les pertes

par pompage. Aussi, dans le cas de l’utilisation d’une distribution

variable, capable de faire varier le moment de fermeture des sou-

papes d’admission, ceci constitue en fait une veritable methode

de controle de la charge du moteur (figure 13).

La possibilite de controle de la loi de fermeture de la soupape

d’admission (RFA) amene donc a utiliser le moteur suivant le cycle

classique de Beau de Rochas aux fortes charges, pour l’obtention

de puissances specifiques elevees, et a un fonctionnement suivant

le cycle de Miller aux charges partielles, pour un fonctionnement a

rendement eleve.

3

2

4

5

1’

V

10p0

p

AdmissionCompression

Détente

Échappement

Refoulement admission

Figure 9 – Cycle theorique de Miller

80

2

4

6

8

10

12

9 10 11 12 13 14eMiller

ec Miller = 8

e Beau de Rochas = 8

Dhth %

Figure 10 – Gain de rendement thermodynamique theoriquepour le cycle de Miller

100

80

90

60

70

508 10 12 14

Pm

th M

iller

(%)

Pm

th B

eau

de

Ro

chas

e Miller

ec Miller = 8

e Beau de Rochas = 8

Figure 11 – Perte de pression moyenne theorique pour le cyclede Miller



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Cependant, dans la pratique cette strategie a une limite. Le retardde la fermeture des soupapes d’admission entraıne une diminutionde la pression de fin de compression (figure 13) avec une influencenefaste sur la vitesse de combustion du melange carbure.

Pour pallier cet inconvenient, il semble, des lors, judicieux decoupler la technique Miller avec la technique de modification durapport volumetrique de compression par variation du volumemort de la chambre de combustion.

2.2 Modification du rapport volumetriquede compression

Pour changer le rapport volumetrique de compression (equa-tion (2)) quand celui-ci est egal au rapport volumetrique (equa-tion (3)), il faut agir sur le volume mort et/ou sur le volume de lacylindree unitaire. L’identite entre ces deux rapports peut etre rom-pue en agissant sur la valeur du volume a la fermeture de la sou-pape d’admission, procurant ainsi un moyen de reglage du rapportvolumetrique de compression. Dans tous les cas, les moyens utili-ses pour jouer sur les volumes doivent permettre, avec une cer-taine latitude, une variation continue, rapide et controlee du rap-port volumetrique de compression.

Dans ce paragraphe, ne seront evoques et illustres par des sche-mas [15] que les principes de modification du volume mort et de lacylindree unitaire ; les realisations technologiques seront abordeesdans le paragraphe suivant.

& Modification du volume de la culasse

Cette modification du volume au sein de la culasse peut etre rea-lisee par la mise en communication d’un volume supplementaire,par l’intermediaire d’une soupape ou par le deplacement d’un pis-ton specifique (figure 14).

& Modification de la hauteur du piston

Bien qu’il soit theoriquement envisageable de doter le piston

d’un piston mobile interne, la seule option technologique realiste

consiste a faire varier la hauteur du piston (figure 15).

Si la hauteur du piston ou, plus precisement, la distance axe du

piston - tete de piston, reste fixe pendant la course de compres-

sion, la cylindree du moteur (volume balaye par le piston) est cons-

tante quelle que soit cette hauteur. A la hauteur minimale corres-

pond le rapport volumetrique minimal et a la hauteur maximale le

rapport maximal. Par contre, si cette hauteur varie pendant la

course du piston, la cylindree en sera legerement affectee.

3

2

4

56

V

10

p

–

+

Figure 12 – Cycle de Beau de Rochas avec prise en compte des pertespar pompage

pe

ec variable

par RFA variable

V

p

pa Beau de Rochas

pa Miller

Figure 13 – Evolution du cycle de Miller en fonction du RFA (Retarda la Fermeture de la soupape d’Admission)

Figure 14 – Modification du volume de la culasse



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& Modification du volume mort

Ce volume peut etre modifie par une intervention directe au sein

de la culasse (voir § 2.2.1) ou par le biais d’un deplacement relatif

culasse-carter. Cette technique est realisable par un deplacement

axial de la culasse, ou de l’ensemble « haut moteur ». De tels sys-

temes existent mais la complexite mecanique fait que ce type de

moteurs est reserve a des essais de recherche ou de determination

des performances de carburants (moteur CFR [5]). Par ailleurs, ces

mecanismes ne sont guere compatibles avec une variation rapide

du taux de compression. Des solutions plus realistes consistent a

basculer le « haut moteur » ; elles sont regroupees sous le terme

de « moteur articule » (figure 16).

& Modification des entraxes bielle-manivelle

A l’aide d’excentriques, il est possible de modifier les entraxespied de bielle-maneton-tourillon. Ces excentriques peuvent etreplaces en chacun des differents points de liaison (figure 17).

& Modification de la cinematique bielle-manivelle

L’ajout d’une biellette supplementaire permet de faire varier a lafois le volume mort et le volume unitaire. De nombreuses solutionssont proposees conformement a la figure 18.

& Autres solutions

Les autres solutions reprennent parfois celles qui sont exposeesci-dessus en combinant d’autres particularites technologiques(cylindres couples, pistons opposes), ou des cinematiques tres dif-ferentes des moteurs « classiques », voire une transmission depuissance par l’intermediaire d’engrenages.

Elles feront l’objet de quelques presentations dans le paragraphe 3.

3. Solutions constructives

Si l’interet pour la compression variable est tout a fait facile acomprendre et a accepter, la realisation pratique est avant tout undefi d’ordre technologique. Les solutions mecaniques qui permet-tent la variation automatique et continue du rapport volumetriquede compression sont nombreuses mais presentent toutes des avan-tages et des inconvenients. Toutefois, dans le contexte d’un debou-che rapide sur le marche de la technique du taux de compressionvariable, certains parametres constructifs doivent etre respectes :

– pieces conventionnelles (conservation des acquis en matiere detechniques de fabrication, dimensionnement mecaniques, caracte-ristiques de materiaux, fiabilite…) ;

– chambre de combustion, cinematique du mecanisme moteurqui ont fait l’objet d’un siecle de mise au point ;

– reponse dynamique du moteur (les systemes de pilotage troplents ne sont pas acceptables, surtout pour les systemes fortementsuralimentes) ;

– rigidite, encombrement, poids …. ;

– rapport cout/performances : c’est certainement un des parame-tres les plus importants qui a ete jusqu’a aujourd’hui le principalfrein a la realisation de moteurs a rapport volumetrique de com-pression variable.

Quelques exemples de solutions constructives sont presentes ci-apres.

Figure 15 – Modification de la hauteur du piston

Figure 16 – Moteur articule

Figure 17 – Modification des entraxes bielle-manivelle

Figure 18 – Modification de la cinematique bielle-manivelle



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3.1 Modification du volume de la culasse

Le systeme Ford (figure 19) prevoit la mise en communication

d’une chambre de combustion auxiliaire par l’intermediaire d’une sou-pape [16]. Cette solution a ete preconisee surtout comme dispositif

anti-cliquetis mais aussi comme moyen d’ajustement du taux de com-

pression en controlant le deplacement de la soupape dans son orifice.

L’extrapolation de ce systeme conduit aux solutions presentees

par Volkswagen et PSA, obtenues par le deplacement d’un piston

au sein de la culasse (figures 20 et 21). Le piston recoit aussi la

bougie d’allumage, ce qui permet de conserver le confinement de

la combustion au niveau de la bougie.

Le concept Alvar-Volvo (figure 22) [15], fait appel a un piston

auxiliaire loge dans la culasse. Il est entraıne par un systeme

bielle-vilebrequin tournant a la moitie du regime moteur. Le

reglage du rapport volumetrique de compression est controle par

le dephasage angulaire des vilebrequins, ce qui permet d’avoir la

variation voulue du volume de la chambre de combustion.

Figure 19 – Moteur Ford

Figure 20 – Moteur Volkswagen

Figure 21 – Moteur PSA Froumajou

Figure 22 – Moteur Alvar-Volvo



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Outre la complexite et les pertes mecaniques supplementaires queces systemes engendrent, le principal reproche que l’on peut faire aceux-ci est de perturber l’aerodynamique interne du moteur et l’ame-nagement de la culasse qui, aujourd’hui, est dotee de trois ou qua-tre soupapes, parfois de deux bougies voire d’une injection directe.

3.2 Modification de la hauteur du piston

Le piston est constitue de deux sous-ensembles, la partie supe-rieure etant mobile. La variation de hauteur est assuree par un sys-teme hydraulique ou mecanique.

Sur les moteurs Continental equipant les chars de combats ame-

ricains dans les annees 1930, la hauteur du piston etait reglee par

un systeme hydraulique : piston BICERA (British Internal Combus-

tion Engine Research Association) [13] (figure 23). Ce systeme per-

mettait d’ameliorer les performances du moteur ainsi que les

demarrages a froid tout en autorisant l’utilisation de differentes

varietes de combustibles.

Dans les annees 1980 Daimler-Benz, en collaboration avec Mahle,

a propose une solution batie sur ce concept [17] mais qui n’a pas

donne lieu a des developpements ulterieurs (figure 24).

Ford (figure 25) propose une autre solution avec un piston

equipe d’un ressort de type rondelle Belleville. Dans tous les cas,

la hauteur du piston s’autoregule ce qui ne constitue pas un veri-

table controle du taux de compression d’ou parfois l’appellation

PRP (Pressure Reactive Piston technology). Ces systemes permet-

tent surtout de s’opposer a des surpressions pendant la combus-

tion et d’eviter le cliquetis.

Ces solutions impliquent une augmentation de la masse du pis-

ton et donc des pertes par frottements supplementaires et surtout

une augmentation des efforts d’inertie. Aux faibles charges, outre

l’augmentation des pertes mecaniques, il existe un accroissement

des pertes thermiques du fait d’un rapport surface/volume defavo-

rable. Les gains escomptes par l’augmentation du rapport volume-

trique de compression en charges partielles ne peuvent etre

atteints avec ces systemes [18].

3.3 Modification du volume mort.Moteurs articules

Une solution, etudiee et experimentee par le professeur Hara et

ses collegues des 1980, chez le constructeur roumain d’automobile

Dacia [brevet roumain n�111863B] est representee sur la figure 26.

Elle fait l’objet d’un developpement concerte entre l’universite de

Pitesti et le Cnam [brevet francais n�FR2883927].

Figure 23 – Piston BICERA

Figure 24 – Piston Mahle

Figure 25 – Moteur Ford



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Une des particularites remarquables de ce moteur articule residedans le fait qu’il possede un systeme intrinseque d’autoregulationdu rapport volumetrique de compression. C’est-a-dire que la pres-sion moyenne du gaz a l’interieur des cylindres donne exactementla force d’execution necessaire au systeme de reglage.

Ce moteur (figure 27) est constitue de deux parties : un blocsuperieur 1 et un bloc inferieur 2. Ceux-ci sont articules au niveaud’un axe 3. Le bloc inferieur 2 est fixe et il soutient la totalite dumoteur ainsi que le vilebrequin. Quand la charge du moteur croıt,la pression moyenne effective augmente et entraıne le basculementdu bloc superieur, provoquant ainsi une diminution du rapportvolumetrique de compression. Ce basculement est controle par leressort 4. Une variation de 12,5 (ralenti) a 8,5 (pleine charge et cou-ple maximum) est obtenue par une rotation de seulement 2

�en

moins de 0,02 s.

L’etancheite entre les deux blocs est realisee par des joints toroı-daux (figure 28). Il est a noter que ce moteur est aussi pourvu d’unsysteme de levee variable de soupape d’admission.

Le moteur le plus acheve en terme de developpement est proba-blement le moteur Saab SVC (Saab Variable Compression), doted’une suralimentation par compresseur volumetrique type Lysholmdont la pression maximale de suralimentation est de 2,8 bar.

Le rapport volumetrique de compression peut varier entre 8 et 14pour une inclinaison de la partie superieure de 4

�(figure 29).

Le basculement de la partie superieure, commande par unactionneur hydraulique, est assure par un arbre excentre et desbiellettes (figure 30). Ce systeme est controle par un ordinateur enfonction de la charge, du regime et de l’indice d’octane du carbu-rant. Le temps de transition est d’environ 0,2 s pour une variationdu taux volumetrique de compression 14 a 8 et de 0,4 pour unevariation 8 a 14.

L’etancheite des blocs est realisee par un joint a soufflet(figure 31).

Un autre moteur articule, le moteur Larsen (brevet USA 1990,figure 32) a ete experimente sur banc en variante monocylindre.Le principe de reglage est equivalent a celui du moteur Hara, maisutilise en plus un amortisseur pour le controle du taux decompression.

Les inconvenients de ce type de moteurs, par rapport auxmoteurs classiques, sont une rigidite plus faible, du fait de la sepa-ration des blocs et un probleme de raccordement des accessoires(notamment la ligne d’echappement) avec le haut moteur qui estmobile.

Le grand avantage est de n’entraıner aucune modification de laculasse, de la chambre de combustion et de l’attelage mobile quirestent classiques.

3.4 Modification des entraxesbielle-manivelle

Une premiere approche consiste a deplacer l’axe du vilebrequina l’aide d’un excentrique place au niveau de la ligne des paliers duvilebrequin. Le moteur Rapan, objet d’un brevet roumain, en est unexemple (figure 33) [16].

Le moteur CCP (Crankshaft Controlled Positioning) (figure 34),realise par FEV en collaboration avec Audi, est un deuxieme exem-ple qui a fait l’objet de demonstrations sur vehicule [19].

Le rapport volumetrique de compression ajustable de 8 a 16 estcommande par un moteur electrique. Le temps necessaire a cechangement est de 0,1 s dans le sens decroissant et de 0,5 s dansle sens croissant. L’avantage principal du moteur CCP est que laforme de la chambre de combustion et la cinematique du pistonsont conservees. La difficulte principale a resoudre sur ce type desysteme est d’assurer l’alignement des paliers du vilebrequin tout

Figure 26 – Le moteur articule Hara

1

3

2

4

9

10

Figure 27 – Principe de fonctionnement du moteur articule Hara

Joint toroïdal

Figure 28 – Etancheite du moteur articule Hara



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en conservant une rigidite suffisante. Une autre difficulte est d’as-surer la transmission de puissance, l’arbre du vilebrequin etantmobile par rapport a l’arbre primaire de la boıte de vitesses. Desaccouplements specifiques permettent de resoudre cettedifficulte [17].

Une autre approche consiste non plus a deplacer l’axe du vile-brequin mais l’axe du maneton. Cette solution proposee parGomecsys (figure 35) fait appel a des excentriques autour desmanetons lies a un pignon engrene sur une couronnedentee [20].

a = 8ec b = 14ec

Figure 29 – Moteur SVC

Figure 30 – Biellettes de commande

Figure 31 – Detail soufflet

a ec min ec max

Vc minVc max

b

ab

Figure 32 – Moteur Larsen



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L’examen de la figure 35, montre qu’en fin de compression

(360�) et en fin d’echappement (720

�) l’excentrique est horizontal

d’ou une position identique du piston pour les deux PMH. Aux

PMB, l’excentrique est sur un meme axe vertical, mais situe plus

bas en fin de detente (540�) qu’en fin d’admission (180

�). Il en

resulte une course de detente superieure a la course de compres-

sion, d’ou la realisation d’un cycle d’Atkinson. L’excentrique est

entraıne a mi-vitesse du moteur et en sens inverse. Le prototype

bicylindres (figure 36) possede un taux de surdetente de 40 %.

Des surdetentes jusqu’a 200 % sont envisagees.

Figure 33 – Moteur Rapan

Excentrique

Pignonde commande

Figure 34 – Moteur CCP

0 90 180

270 360 450

540 630 720

Figure 35 – Moteur Gomecsys : variation de la positionde l’excentrique

Figure 36 – Moteur Gomecsys : prototype bicylindre



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Au PMH, le taux de compression peut etre ajuste par la rotationde la couronne externe qui modifie la hauteur de la position de l’ex-centrique (figure 37). L’augmentation de la hauteur de cet excen-trique au PMH provoquera une baisse de hauteur pour l’autrePMH. Des variations de rapport volumetrique de compression de 6a 15 sont obtenues.

3.5 Modification de la cinematique bielle-manivelle

De nombreuses solutions a la variation du rapport volumetriquede compression sont basees sur l’introduction d’une liaison sup-plementaire dans l’assemblage bielle-manivelle.

Ainsi la societe Mayflower (figure 38) introduit une bielle coulis-sante dont la position est ajustable par un pivot [21]. L’avantage estla realisation d’un moteur dont la cylindree et le rapport volume-trique de compression sont variables (ec = 9 a 15, V =300 a260 cm3).

Une caracteristique de ce moteur est le mouvement elliptique dupoint d’articulation de la tete de la bielle (figure 39) ce qui engendrele ralentissement du piston vers le point mort haut. Le temps laissepour la combustion etant plus important, ceci a des consequencesfavorables sur le processus de combustion. L’augmentation des

pertes par frottements causees par l’introduction d’un pivot glissantrisque d’annihiler les gains potentiellement escomptes. L’encombre-ment lateral du moteur est important et la realisation techniquereste delicate.

Le moteur a cinq cylindres en ligne Pouliot [22] aux Etats-Unispermet de meme une variation tres importante de la cylindree : de933 a 3 160 cm3. Le rapport volumetrique de compression variequant a lui de 5,3 a 15,7 (figure 40).

a = 15εc = 6εcb

Figure 37 – Moteur Gomecsys : variation du rapport volumetriquede compression

a εc = 9, V = 300 cm3 εc = 15, V = 260 cm3b

Figure 38 – Moteur Mayflower

Figure 39 – Moteur Mayflower : cinematique de la tete de bielle

Piston

Bielle

Vilebrequin Manivelle

Biellede contrôle

Figure 40 – Moteur Pouliot



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Une solution plus « simple », consiste a realiser une bielle endeux parties et de relier celles-ci par l’intermediaire d’une biellettepermettant de faire varier la longueur tete de bielle – pied de bielle.Un tel moteur a ete realise par l’universite de Kragujevac (Repu-blique de Serbie) [12]. Il presente, de plus, l’interessante particula-rite de pouvoir fonctionner aussi bien en mode essence qu’enmode Diesel (figure 41).

Plusieurs solutions, derivees de la precedente, ont ete proposeesen ajoutant une articulation, creant ainsi trois liaisons oscillantessupplementaires. La nouvelle liaison (traverse, entretoise, levier)constitue un bras de levier qui permet de reduire la distance desaxes manetons-tourillons. Un moteur Diesel qui permet une varia-tion du rapport volumetrique de compression de 10 a 17 a ete rea-lise sur ce principe en Russie en 1988. Il a ete suivi par des versionsessence [23] (figures 42 et 43).

Les systemes Ford/FEV [24], PSA et Nissan [16] sont representesfigures 44, 45 et 46. Un levier permet de modifier l’entraxe tete de

bielle-maneton et ainsi de jouer sur le rapport volumetrique decompression. Ce levier est commande par un actionneur de typelineaire (PSA) ou excentrique (Nissan).

Comme dans le cas du moteur Mayflower, la cinematique de latete de la bielle depend de la position du point d’ancrage. La tetede bielle ne decrit plus un cercle, cas d’un moteur « classique »,mais une ellipse dont la forme pourra etre relativement allongee.

Une etude cinematique realisee sur la base de la solution PSA(figure 47) represente la forme de cette ellipse pour les positionsextremes du mecanisme (valeurs maximale et minimale du rapportvolumetrique de compression). Du fait de cet ellipsoıde, la coursevarie en fonction de la position de l’actionneur (figure 48). Sur cetype de moteur la modification du rapport volumetrique de com-pression s’accompagne aussi d’une variation de la cylindree. Ilpeut aussi etre note que cette course n’est pas symetrique par rap-port au point mort haut. Les benefices ou inconvenients, sur leremplissage ou sur la detente, procures par une telle cinematiquemeritent d’etre etudies au cas par cas.

Figure 41 – Moteur de l’universite de Kragujevac

Excentrique

Traverse

Vilebrequin

Bielle

Figure 42 – Schema de principe moteur TraverseFigure 44 – Moteur Ford/FEV

Figure 43 – Moteur Traverse



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L’examen de la figure 48 montre que la course obtenue a l’aidedu systeme PSA est superieure de 30 a 40 % par rapport a celled’un mecanisme classique (longueur de bras de levier nul). Donc, acourse equivalente, le moteur PSA est caracterise par un rayon demanivelle reduit de 30 a 40 %, ce qui fait que le recouvremententre tourillons et manetons du vilebrequin augmente considerable-ment. Il est donc possible de diminuer leurs diametres sans nuire ala rigidite du vilebrequin. Une telle reduction des diametres despaliers hydrodynamiques du vilebrequin diminue les frottements.Ainsi, malgre les pertes par frottements engendrees par ses trois liai-sons oscillantes supplementaires, le rendement mecanique dumoteur PSA est annonce equivalent a celui d’un moteur classique.

3.6 Autres solutions

Une solution qui rompt avec le schema classique bielle-mani-velle est presentee par la societe MCE-5 (figures 49 et 50) [15].

Le haut moteur est conserve mais la liaison piston-bielle est reali-

see par un engrenage permettant une variation du rapport volu-

metrique de compression de 7 a 18 en 0,1 s. Cette conceptionoblige un deplacement du piston rigoureusement axial, ce qui

est obtenu a l’aide d’un rouleau dente. Cette contrainte se trans-

forme en avantage : en supprimant les efforts radiaux sur le pis-

ton, la longueur de la jupe du piston peut etre diminuee conside-rablement, ce qui permet de reduire les forces de frottement

piston/cylindre. La difficulte est la realisation d’un engrenage sup-

portant les charges alternatives engendrees au cours du cycle

moteur. Des etudes et essais en cours, realises par la societeMCE-5, ont permis de valider le concept. Comme pour les

moteurs PSA et Nissan, la manivelle est raccourcie de 50 % par

rapport a un moteur classique permettant de meme une reduction

substantielle des pertes par frottements.

Piston Actionneur

Vilebrequin

Bielle

Levier

Figure 45 – Moteur PSA

Bielle

Levier

Vilebrequin

Excentrique

Figure 46 – Moteur Nissan

H pourεc max

H pourεc min

Figure 47 – Cinematique du moteur PSA

12°

15°

ec max

ec min

Classique

xp

a (° vilebrequin)0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360

Figure 48 – Course du piston – Moteur « classique » et PSA



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Il convient aussi de citer les moteurs a cylindres couples dont lavariation du rapport volumetrique de compression est obtenue parle dephasage des ensembles mobiles. Sur la figure 51 [12] estrepresente un moteur avec une disposition en « A » des cylindrescouples. La figure 52 montre le moteur VAM (Van AvermaeteMotor) avec une disposition des cylindres couples en parallele [25].

Une solution utilisant un systeme culbuteur-excentrique associea des pistons en opposition est representee sur la figure 53 [4].

La derniere solution, presentee dans le cadre de cet article,concerne le moteur Siamois du a Edouard Bonnefous [26]. Il a faitl’objet d’un prototype teste sur vehicule dans le cadre du MarathonShell. Ce moteur (figure 54) utilise deux vilebrequins. A un vilebre-quin primaire qui assure la transmission de la puissance est asso-cie un vilebrequin secondaire. Celui-ci tourne a mi-regime de l’au-tre, dans le sens oppose. Ils sont synchronises par un engrenage,dont le dephasage produit la variation voulue du taux de compres-sion. Trois bielles en etoile, reliant les deux manetons et le piston,engendrent une cinematique tres particuliere (figure 55) par rap-port a un moteur « classique ». La course motrice d’expansion estplus longue et dure aussi plus longtemps (240

�au lieu de 180

�).

Elle debute plus lentement que celles d’admission et de compres-sion, realisant un cycle d’Atkinson et favorisant une combustiondavantage isochore.

Figure 49 – Moteur MCE-5 : vue d’ensemble

Figure 50 – Moteur MCE-5 : vue de detail

a schéma de principe b schéma moteur

Figure 51 – Cylindres couples en A

Figure 52 – Cylindres couples en parallele



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4. ConclusionLes principaux avantages des moteurs a rapport volumetrique de

compression variable ont ete presentes dans cet article. De meme,les differentes technologies ayant donne lieu a la realisation de pro-totypes ainsi que les projets « realistes » ou innovants ont etementionnes.

Certains moteurs permettent de realiser le cycle de Miller-Atkin-son et autorisent parfois un rapport volumetrique de compressiondifferencie sur chaque cylindre. D’autres specificites sont ou peu-vent etre appliquees a ces moteurs telles que : la suralimentation,la distribution variable, l’injection directe d’essence, etc.

En revanche, les moyens de commande et/ou de regulation durapport volumetrique de compression n’ont pas ete abordes bienque, dans le cas du moteur d’automobile, ce parametre soit primor-dial du fait des variations brusques de regime et de charge aux-quelles il peut etre soumis.

Des gains de consommation de 35 %, voire plus, en charges par-tielles sont annonces. Ces valeurs doivent quand-meme etre exa-minees avec circonspection car elles dependent beaucoup des char-ges partielles considerees ainsi que du moteur de reference utilise.

Les technologies exposees presentent toutes des avantages etdes inconvenients. Dans le cas du moteur d’automobile, il faudracomme toujours faire appel a des compromis.

Malgre le surcout de cette technologie, elle s’avere, en raison ducontexte economique futur et de la rarefaction des approvisionne-ments petroliers, comme une des solutions etudiees par les cons-tructeurs d’automobiles europeens. Neanmoins, les progres consi-derables effectues ces dernieres annees dans le domaine desmoteurs a combustion interne et ceux a venir minimisent partielle-ment les potentialites des moteurs a taux de compression variable.Ils devront aussi integrer ces progres et notamment etre capablesde repondre a la demande actuelle d’une puissance specifique ele-vee (downsizing), ce qui risque d’engendrer des contraintes supple-mentaires au niveau de la conception mecanique de ces moteurs.

Piston et cylindre

Culbuteur

Excentrique

Figure 53 – Moteur a pistons opposes

Figure 54 – Moteur Siamois

PMH dissociés

Échappement

Admission Compression

Détente « longue »

0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720

siamoisTrajectoire du piston au cours d’un cycle :versus classique

Figure 55 – Comparaison de la course du piston



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Moteurs a tauxde compression variable

par Pierre PODEVINIngenieur de Recherche au Conservatoire national des arts et metiers

et Adrian CLENCIMaıtre de Conference a l’Universite de Pitesti (Roumanie)

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A lire egalement dans nos basesBase « Machines hydrauliques etthermiques »

GRATADOUR (M.). – Moteurs thermiques. In-troduction aux moteurs alternatifs. [B 2500]

GUIBERT (P.). – Modelisation du cycle mo-teur. Approche zerodimensionnelle. [B 2510]

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http://www.chez.com/ebmoteur

Doc.BM

2525

10-2008

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