1. INTRODUCTION Au cours des vingt dernières années les turbines à gaz ont vainement tenté de supplanter les moteurs à combustion alternatifs en terme de consommation spécifique. Dans ces moteurs alternatifs l'admission, la compression, la combustion et la détente s'effectuent dans une même chambre dont le volume varie grâce au mouvement du piston. Cette combustion s'effectue en partie à volume constant, en partie à pression constante, et parfois suivant une isotherme en fin de combustion en début de détente.

Le pulsomoteur détend des gaz à haute température (2500 °K environ) et à haute pression (50 à 60 Bars) produit à partir d'une combustion effectuée à volume constant. A même surface de cycle dans le champ enthalpie-entropie, en déplaçant le diagramme du cycle vers les zones de hautes pressions ont réduit l'accroissement relatif d'entropie ce qui améliore le rendement du cycle et diminue la consommation spécifique de carburant de la machine thermique. L'architecture de construction du pulsomoteur s'applique à n'importe quelle application moteur qu'elle soit aéronautique, terrestre ou marine.

Le pulsomoteur : Il s'agit d'une turbo-machine (compresseur axial ou centrifuge + turbines axiales ou radiales à action ou à réaction) - dont la combustion s'effectue à volume constant. Production de gaz à haute tempéra- ture (2500 °K environ) et à haute pression (50 à 60 Bars) dans des chambres à volume constant.

- dont les étages de turbine sont alimentés par un régime pulsé à haute pression - qui nécessite peu de refroidissement (similaire aux turbines à gaz) - dont l'architecture de construction similaire à celle de la turbine à gaz s'applique à n'importe quel type de moteur aéronautique, terrestre ou marine.

A même puissance, sa consommation spécifique et le débit d'air transvasé sont plus faibles que ceux des turbine à gaz.

2. PULSOMOTEUR 2.1 Description-Principe de fonctionnement Les figures 1 à 8 ci-jointes fournissent les dessins du pulsomoteur pour 2 vitesses de rotation d'arbre de 20 000 tr/mn et 40 000 tr/mn. (fig 5) Le pulsomoteur nécessite au minimum 3 chambres identiques mais en pratique il sera équipé de plusieurs groupes de 3 chambres (3. 6...... 15.18 chambres etc...).

Toutes les chambres sont identiques quel que soit le nombre de groupes. Dans chaque groupe chaque chambre effectue les 3 phases du cycle suivant : admission combustion. détente dans cet ordre à la fréquence fx La fréquence fx de fonctionnement d'une chambre est égale à l'inverse de la période totale Tx Tx = temps admission + temps combustion + temps détente. = 1/fx Tadm = durée de remplissage de la chambre = 1/fadm Tcomb = durée de la combustion Tdét = durée de vidange de la chambre Pour 1 groupe de 3 chambres on a donc successivement et concomitamment les situations suivantes La chambre 1 du groupe 1 est en phase admission combustion détente La chambre 2""combustion détente admission La chambre 3""détente admission combustion La chambre 1""admission combustion détente etc... et ainsi pour chaque groupe.

Plusieurs groupes de 3 chambres permettent diverses Harmonisations (décalages des instants d'ouvertures/fermetures des groupes de chambres les uns par rap- port aux autres) correspondant à diverses perméabilités du compresseur et ainsi donc à diverses lignes de fonctionnement possibles dans le champ compresseur.

Le débit permanent d'air sortant du compresseur est ainsi transformé en débit de gaz pulsé fourni aux turbines. Le principe consiste donc à faire"tourner"un cycle (admission, combustion et détente) dans des chambres immobiles à une certaine fréquence (fx = 50 à 150 Hz) d'une part et d'autre part de gérer les temps

d'ouverture des chambres des groupes de telle sorte que le compresseur"voit" toujours simultanément une ou plusieurs chambres ouvertes en phase d'admission, préservant ainsi la marge au pompage du compresseur.

Les seuls éléments en mouvement sont les dispositifs d'ouverture et de fermeture rapide des chambres. (clapets/papillons) 2.2 Temps caractéristiques Un moteur à piston fonctionnant à 5000 tr/mn effectue 1 tour moteur en 12 ms environ, les durées d'ouverture et de fermeture des soupapes (admission ou échappement) sont très faibles (environ 2 ms). Pour ce type de moteur la combustion se réalise entre-10° avant PMH et + 40° après PMH. (PMH = Point Mort Haut) soit 50°, soit encore 1, 7 ms environ.

Les temps d'ouverture et de fermeture des clapets des chambres impulsionnelles seront donc de l'ordre de 2 à 3 milli secondes. Dans nos calculs (figures 9 et 10) nous avons supposé une durée de combustion complète de 3 ms. L'annexe de calcul et les courbes ci-jointes donnent une première approximation des temps caractéristiques de remplissage (admission) et de vidange (échappement) des chambres ainsi que les fréquences f x résultantes. En toute rigueur pour dimensionner correctement les chambres il est nécessaire de disposer d'une loi de dégagement de chaleur et d'un modèle d'échange thermique instationnaire aux parois tels qu'on les trouve maintenant chez les constructeurs de moteurs alternatifs (ex : lois de Vibe et Woschny). Cependant cela n'est pas nécessaire pour un premier calcul de fréquence fx de cycle.

2.3 Fréquence fx et pression Px Pour une pression maxi obtenue dans la chambre (55 bars pour P/P= 15,5 bars) la durée de vidange de cette chambre dépend du niveau de pression statique Px au col du distributeur THP situé à la sortie de la chambre. ( Px champ de pression statique situé entre la sortie du distributeur et l'entrée de la roue de turbine).

La masse d'air frais admissible dans la chambre dépend de la masse résiduelle de gaz non détendue restant dans la chambre. Cette masse résiduelle dépend de la durée de la détente et donc de la pression Px. Plus longue sera la détente plus faible sera la masse résiduelle de gaz dans la chambre après cette détente. Pour un volume V de

chambre donné la pression Maxi de fin de combustion sera d'autant plus importante que la masse d'air et la masse de carburant admissible sera grande. Pour une pression d'alimentation en air donnée et supposée constante (sortie compresseur), la machine sera d'autant plus performante que les chambres seront capables de se vider rapidement (détente rapide) et complètement. Ce qui nécessite de réduire les pertes de toute sorte qui s'opposeraient à cette détente. En régime permanent une pression Px"s'installera"entre la sortie du distributeur et l'entrée de la première roue de turbine et régulera le processus. Lorsque la fréquence fx augmentera la pression Px devrait augmenter et donc augmenter la masse résiduelle dans les chambres. C'est à dire réduire la masse vidangée au cours de la détente, donc réduire la masse d'air frais admissible et ainsi réduire la puissance disponible. II faudra rechercher l'optimum de fonctionnement c'est à dire quelle est la Px qui au- torise le débit d'air maxi.

La pression Px est une donnée expérimentale difficile à évaluer à partir d'un simple calcul. Les calculs ont donc été effectués pour plusieurs hypothèses de champ de pression Px (1,4, 8 et 12 Bars) donnant des fréquences fx respectivement de 74,94, 145 et 310 Hz. (avec l'hypothèse d'une durée de com- bustion Tcomb = 3 ms). (figures 9 et 10) 2.4 HARMONISATION II est possible d"'Harmoniser"le fonctionnement des groupes de 3 chambres de différentes manières. (voir figures 12 à 19). Lorsqu'il y a plusieurs groupes de 3 chambres pour que le débit d'air sortant du compresseur demeure permanent, on harmonise les ouvertures des chambres de telle sorte qu'au moins une chambre en phase d'admission d'un groupe s'ouvre dès qu'une précédente du même groupe ou d'un autre groupe en phase d'admission également, se ferme. Ceci revient à contrôler la perméabilité ou la ligne de fonctionnement dans le champ compresseur, mais plusieurs adaptations sont possibles 2.4. 1 Harmonisation 1 Chaque chambre d'un groupe effectue son propre cycle en commençant par une des phases Admission/combustion/détente. Ceci peut conduire à une perméabilité variable et à une ligne de fonctionnement fluctuante. Un décalage peut s'installer entre les ouvertures des groupes de chambres. Si le régime de fonctionnement est à Px=4 bars on aura par exemple une ouverture chambre possible toutes les 8 ms.

2.4. 2 Harmonisation 2 Lorsqu'une chambre du groupe 1 est remplie une autre du groupe 2 ou 3 s'ouvre (on cherchera à situer cette chambre le plus loin possible de la première). Cette harmonisation est proche de la précédente mais on accepte de retarder l'ouverture d'une chambre en fin de combustion par exemple pour éviter l'opposition admission/détente. La chambre aura terminé son processus de combustion mais restera fermée plus que nécessaire. Cette harmonisation donne également un type de fonctionnement fluctuant.

2.4. 3 Harmonisation 3 La période Tx = 1/fx est divisée par le nombre de groupe (ici 5) et on impose une ouverture de chambre (avec une gestion à azimut 180°) toutes les Tx/5. Dans notre cas à Px = 4 bars cela signifie qu'on ouvre une chambre d'admission toutes les 3,35 ms.

2.4. 4 Harmonisation 4 La période Tx = 1/fx est divisée par le nombre de chambre par groupe (ici 3) et on impose une ouverture de chambre (sans gestion à azimut 180°) toutes les Tx/3.

Dans notre cas à Px = 4 bars cela signifie qu'on ouvre une chambre d'admission toutes les 5,59 ms. Dans ce cas chaque groupe est indépendant et on ouvre le clapet d'admission de la chambre du même groupe qui vient de terminer sa détente (c'est à dire Px=4 bars dans notre exemple) alors que 2 chambres'plus loin"une autre débute la détente. Cette harmonisation permet de fonctionner au ralenti avec un nombre restreint de groupes les autres étant inactifs.

2.5 PILOTAGE Le système est piloté à partir des mesures de pression entrée et sortie chambre (Px) avec un objectif d'optimisation des ouvertures et fermetures des papillons de telle sorte que la pression maxi soit la plus élevée possible à chaque cycle, c'est à dire que la quantité d'air introduite sera maximale (on note ici l'intérêt d'un in- tercooler). Le débit de carburant sera ajusté en fonction de cette masse d'air ou du débit d'air de la machine. Par groupe de 3, il y a simultanément une chambre en phase d'admission (EO-entrée Ouverte, Sortie fermée SF), la seconde chambre (EF, SF) et la troisième (EF, SO). On peut imaginer des phases de balayage (EO, SO)

à vérifier au cours de l'expérimentation car il y a risque d'un flux inverse si la pression de sortie n'est pas suffisamment détendue (inférieure à la pression sortie compresseur).

2.6 FONCTIONNEMENT DANS LE CHAMP COMPRESSEUR Les durées de fermeture des vannes antipompage de compresseur actuel sont de l'ordre de 200 à 300 millisecondes. Ce qui représente plusieurs cycles d'Admis- sion, Combustion, Détente dont la durée varie 8 à 30 millisecondes. Suivant le type d'harmonisation choisie, la ligne de fonctionnement se déplacera dans le champ compresseur. La ligne de fonctionnement se rapprochera ou s'éloignera de la ligne de pompage en fonction de la perméabilité offerte au compresseur. II peut ne pas s'agir d'une ligne de fonctionnement unique mais d'un champ de lignes se déplaçant dans le champ compresseur comme on les rencontre dans le fonctionnement des turbocompresseurs de moteur diesel suralimenté. Le système permet une totale flexibilité dans la mesure ou il sera également possible de modifier le nombre de groupe de 3 chambres en fonctionnement lorsque le débit sortie compresseur diminuera par exemple. On peut décider de fonctionner avec 3 groupes sur 5.

3. ARCHITECTURE Le pulsomoteur est comparable à un turbomoteur classique à l'exception des chambres de combustion impulsionnelles et des premiers étages de turbine HP. Les chambres ont un fonctionnement essentiellement transitoire et instationnaire. Elles génèrent des impulsions de gaz à haute température et pression qui se détendent dans les étages des turbines. Entourées d'une forte épaisseur d'isolant elles sont supposées adiabatiques. Le compresseur est de construction conventionnel (axiaux, centrifuges, axialo-centrifuge ou bi-centrifuge). Les premiers étages de turbine haute pression disposeront de distributeur et de roue de turbine adaptées pour prendre mieux en compte l'aspect impulsionnel de la détente, turbines à action ou à réaction axiales ou radiales. Un premier étage supersonique est possible.

La forme des chambres de combustion peut être cylindrique ou sphérique ou oblon- gue.

Les distributeurs peuvent être de forme carrée, ronde ou oblongue.

3.1 INTERCOOLER L'ajout d'un intercooler (air/air ou air/eau ou air/huile) est possible et améliore la puissance de la machine en augmentant les masses d'air introduites dans les chambres. S'il s'agit d'une application aéronautique l'intercooler pourra utiliser le "RAM effect" (recovery air Mach number) 3.2 COMBUSTION II s'agit d'une combustion isochore (à volume constant). Par rapport à d'autres cy- cles thermodynamiques (isobare, isotherme) à même surface de cycle dans le champ enthalpie-entropie (c'est à dire à même quantité de"chaleur"échangée), la combustion isochore déplace le diagramme du cycle vers les zones de hautes pressions et réduit donc l'accroissement relatif d'entropie. Ceci améliore le rendement du cycle et diminue la consommation spécifique de carburant de la machine thermique.

D'un point de vue pratique la combustion s'effectue de manière classique par introduction centrale ou multi-point de carburant et allumage des bougies par une électronique appropriée. ll sera également possible d'utiliser les gaz résiduels de détente pour allumer les gaz frais. Pour permettre une combustion la plus complète possible le système d'injection utilise des pompes injectant le carburant dans la chambre à des niveaux de pression de 1000 bars environ (système type HDI) afin de diminuer les durées d'injection et d'assurer une pulvérisation et un temps d'évaporation du carburant le plus faible possible.

Ces éléments nouveaux d'injection rapide sont essentiels au fonctionnement du pulsomoteur.

3.3 REFROIDISSEMENT-TEMPERATURE DE PAROI DES MATERIAUX Bien qu'il soit possible de fonctionner avec un excès d'air ; afin d'obtenir les pressions les plus élevées possibles on cherchera à fonctionner avec une température de combustion proche du stoechiométrique soit environ 2500°K pour une température d'air frais de 700 °K et un ratio N2/02 de 3,76 (air ambiant). Il sera nécessaire de rechercher les caractéristiques transitoires des matériaux afin de déterminer la fonction température de paroi Tp = f (fx) fonction de la fréquence de bouffées (fx).

Ainsi un matériau capable de fonctionner à 800° K en régime permanent doit être capable de fonctionner à une température d'autant plus supérieure que la fréquence d'apparition de cette bouffée est faible. Des phénomènes d'effet de peau thermique fréquentiels seront à prendre en compte et ouvrent un nouveau champ d'exploration pour la tenue des matériaux en réaime pulsé.

Refroidissement des moteurs alternatifs : Les films d'huile tapissant les parois des cylindres des moteurs alternatifs ont pour objectifs de minimiser les travaux (pertes) de friction des segments du piston, d'améliorer l'étanchéité, d'évacuer une partie des calories. II est donc nécessaire de refroidir les cylindres (chemises) par eau ou par air sous peine de devoir consommer trop d'huile ou de créer des dépôts de carbone, voir de"serrer"le moteur. Au niveau de la chambre de combustion el- le-même et sur une faible hauteur à partir du sommet du cylindre le refroidisse- ment est autant que possible minimiser afin de conserver les calories car lorsque le piston est au PMH le volume de la chambre ne nécessite pas de refroidissement très important. D'ailleurs les culasses de moteur refroidis par air ne sont pas exa- gérément ailetés. Parfois un jet d'huile circulant à travers la bielle est projeté sous la tête du piston pour le refroidir mais il s'agit de moteur fortement chargés.

On peut donc convenir qu'en l'absence du mouvement du piston il est possible d'ef- fectuer une combustion à volume constant avec un refroidissement minime voir inexistant sous réserve qu'il s'agisse d'un système pulsé. Dans un moteur tournant à 5000 tr/mn (1tr = 12 ms) la fréquence de combustion est 42 Hz (une combustion tous les 2 tours).

Les premiers étages de turbine haute pression nécessiteront donc un refroidissement supplémentaire. Une pompe à air entraînée mécaniquement par le générateur de gaz assure le refroidissement du distributeur et des pales HP. Cette pompe d'assistance en air est nécessaire car le niveau de pression des gaz (50-60 Bars) à l'entrée THP est très supérieur à la pression sortie du compresseur (15 Bars dans notre exemple). Dans les calculs de cycles on a supposé que le débit de refroidissement de la pompe à air était égal à 10% du débit masse d'air du compresseur. (voir chapitre 5 Performances estimées) La discontinuité de l'impulsion n'est pas que temporelle mais également spatiale dans la mesure où une chambre sur 3 fournit une détente au cours d'un cycle de groupe. Ainsi dans un pulsomoteur équipé de 15 chambres seules 5 chambres au maximum fourniront effectivement à un instant donné une impulsion. Les autres chambres étant soit en phase d'admission soit en phase de combustion. L'étude des

harmonisations montre l'existence de décalages des impulsions. Ce qui signifie que les pales de turbines pourront effectuer un certain parcours avant de voir à nouveau une impulsion. II est nécessaire de connaître la vitesse de rotation de l'arbre générateur de gaz et le nombre de pales pour déterminer le nombre d'impulsion par pale par tour. De ce point de vue le pulsomoteur à 20 000 tr/mn est plus propice au refroidissement des pales.

NOTE 1 : Ajout d'une chambre de refroidissement ou de balayage Si les niveaux de température de paroi des chambres le nécessitent il est possible d'ajouter une quatrième chambre de balayage/refroidissement au cycle. On obtiendra alors le cycle suivant : Admission, Combustion, Détente, Refroidissement/balayage etc.... Le moteur sera alors équipé de 8,12, 16 ou un multiple de 4 nombre de chambres. L'objectif évidemment étant de réduire leur nombre.

3.4 DISPOSITIFS D'OUVERTURE ET DE FERMETURE RAPIDE DES CHAM- BRES (Figures 1 à 8). Les entrées d'air et les sorties de gaz des chambres sont contrôlées à partir de dispositifs à ouverture et fermeture rapide (papillons/clapets ou soupapes équipés de chanfrein). Ces dispositifs sont actionnés par des ressorts puissants et des électroaimants de rappel (soupapes électromagnétiques). Ces électroaimants sont commandés par une électronique de puissance (42V) pilotée par un système numérique. Ce qui permet une programmation à l'aide d'algorithmes de commande d'ouverture et de fermeture des clapets qui peut être indépendante de la vitesse de rotation du moteur ou de tout autre paramètre.

3.4. 1 Clapet (ou Papillon) et crémaillère On peut utiliser des clapets équipés de chanfrein (voir figures 7 et 8 ci-join- tes) dont l'axe est légèrement décentré afin d'améliorer l'étanchéité grâce au différentiel de pression exercé sur les faces (les clapets n'effectuent que des 1/4 tour). Ce différentiel de pression créé par le désaxage sera tout de même minimisé pour limiter les efforts des ressorts et des électroaimants de commande améliorant ainsi les accélérations d'ouverture et de fermeture. A l'aide de crémaillère (ou d'un système bielle-manivelle) on ouvre et on ferme les clapets (papillons)

On peut utiliser la prise directe sur l'axe de rotation de ! ectroa) marn si son en- combrement le permet et si son couple moteur est assez grand et rapide-dans ce cas la crémaillère ne sera pas nécessaire et on pourra commander directement les clapets.

Ces clapets ne peuvent que s'ouvrir et se fermer en revenant à leur position initiale mais ils ne peuvent pas effectuer de rotation complète. L'axe de commande est relié à un ressort qui positionne les papillons en position normalement ouvertes (NO). Un électroaimant commande par une platine de puissance piloté par microprocesseur permet de les refermer en l'actionnant sous une tension appropriée (42 VDC). Ce dispositif pourra être inversé si la vitesse d'action de l'électroaimant est supérieure à l'action du ressort. ll faut privilégier les temps d'ouverture faible.

NOTE 2 : II est possible d'utiliser un système classique d'ouverture et de fermeture par soupape à commande électromagnétique ou par commande à came entraîné par un moteur électrique, mais les efforts exercées sur les soupapes résultant des hautes pressions des gaz dans la chambre pourrait rendre ce type de commande impossible à utiliser et nécessiteraient sans doute des électroaimants ou des ressorts très puissants.

3.5 CHAMP DE PRESSION Px L'espace (les volumes) entre la sortie du distributeur et l'entrée de la roue de la THP sera adapté de telle sorte que le champ de pression statique local (Px) ne puisse pas augmenter suite à une diffusion trop importante de l'onde de pression.

Un champ de pression statique local trop important en ce lieu (par exemple supérieur à 4 ou 6 bars) aurait pour effet de diminuer les temps de vidange (d'augmenter la fréquence fx de fonctionnement) mais réduirait la masse d'air frais admissible dans le volume de la chambre ce qui réduirait la pression maxi et donc la puissance de la machine. Lors de la gestion spatiale des détentes de chambre on s'arrangera pour que 2 chambres ne soient pas situées l'une à côté de l'autre mais plutôt opposées à 180°. Par exemple si la chambre 1 du groupe 1 est en phase de détente la prochaine chambre de détente sera dans le groupe 3 par exemple. ll se peut que chaque bouffée est une influence circonférentielle et qu'un débit de gaz tangentiel (tournant ou fluctuant) dans l'espace distributeur/roue de

turbine vienne obérer un fonctionnement correct. C'est pour cette raison qu'une gestion azimutale des bouffées semble nécessaire de telle sorte qu'elles s'effectuent à des endroits éloignés les unes des autres. Ceci évite à une chambre en début de dé- tente de rencontrer un champ de pression trop élevé (d'une précédente bouffée) même si ce champ est instationnaire.

4. PREDIMENSIONNEMENT Pour une puissance moteur donnée, il existe un compromis entre le nombre de chambres (3 au minimum) et la taille de ces chambres. Leur nombre améliore la régularité du couple, augmente la souplesse d'utilisation (ex : l'arrêt d'un groupe est possible en fonctionnement réduit ou dégradé de la machine), améliore probablement le rendement turbine (à comparer avec les rendements de turbines rencontrés couramment dans les moteurs diesel-alimentation à P constante ou à impulsion (pulse converter ou multipulse converter). Augmenter leur nombre accroît les coûts de réalisation. De même, bien que la température soit élevée, il existe une taille optimale de clapet (papillon) de telle sorte que les temps d'ouverture et fermeture soient le plus faible possible tout en minimisant leur masse et donc la puissance requise par les commandes électromagnétiques. Les mas- ses des clapets devront admettre des accélérations similaires à celles rencontrées par les soupapes dans les moteurs alternatifs- Dans un premier temps et pour faciliter l'intégration dans le turbomoteur nous avons opté pour un exemple de prototype de pulsomoteur comprenant 5 groupes de 3 chambres. (15 chambres) et nous avons pris le cycle 2C comme"design point".

(voir le chapitre 5 performances estimées et le tableau calcul de cycles-fig. 20).

Soit : Puissance Moteur 1100 KW (1051 KW utile avec assistance en air) CSP = 165 g/ch. h (173 g/ch. h avec assistance en air) Rendement turbine = 0,7 Compresseur P/P = 15, 5-Débit d'air = 1,131 Kg/sec-Rendement = 0, 80 Chambre d'impulsion 0 = 0,06 m L = 0, 15 m Volume 0,424 Litre- Indice de production de pression = 0,85 et TET = 2500 °K.

Nous avons opté pour une chambre cylindrique qui mesurera 15 cm de long et 6 cm de diamètre (0,424 litre) Ce diamètre sera finalisé au cours de l'expérimentation en fonction de la qualité du remplissage et des effets de la compressibilité des

gaz. Au point de fonctionnement, le débit masse d'air de 1,131 kg/sec au point nominal correspond à un débit volume de 0,148 m3/sec à l'entrée des chambres. Soit par groupe de 3 chambres (il y 5 groupes) un débit volume (Dv) de 29,6 Usec. Le volume d'une chambre étant de 0,424 litre cela correspond à une fréquence de fonctionnement de fxi (initiale) de 70 Hz environ (69,8 Hz). II faut remplir 70 fois par seconde une chambre. Soit encore une durée du cycle de chambre de Txi = 14,32 millisecondes. Dans un groupe de 3 chambres lorsqu'une est en phase d'admission les autres ne peuvent pas l'être, ce qui signifie que la du- rée maxi d'admission d'air doit être inférieur à 14,32/3 = 5 ms (ou que la fadm = 200 Hz) Avec une hypothèse de pression de fonctionnement Px = 4 Bars. Les calculs donne les résultats suivants (voir Fig. 11) Px = 4 Bars M air frais = 0,0024 Kg/chambre/coup M gas total = 0, 00283 Kg/chambre/coup Tadm = 8,022 ms Tx (cycle) = 16, 772* ms * avec hypothèse Tcomb = 3 ms fadm = 125 Hz fxc = 60 Hz (59,6) (fréquence calculée) Dair = 125 x 0,0024 x 5 = 1,5 Kg/sec soit un débit supérieur au 1,131 Kg/sec requis.

On note qu'avec une fréquence de cycle (fxc) et une fréquence d'admission (fadm) plus faibles le débit d'air transvasé est supérieur au débit requis. ll sera donc nécessaire de réduire la taille de la chambre ou diminuer le nombre de groupe de telle sorte qu'il y ait convergence avec le débit transvasé et que fxcalculé =fxinitial.

Remarque : Dans les tableaux ci-joints (Fig.20) on note le cycle 2Cc. Celui ci est une correction du cycle 2C qui prend en compte en compte l'existence de gaz rési- duels dans les chambres. Le renouvellement d'air n'est pas égale à 100% comme nous l'avions supposé initialement avant d'effectuer les calculs des durées de transvasement (admission et détente).

5. PERFORMANCES ESTIMEES Les figures 20 à 23 ci-jointes fournissent pour un moteur de 1100 Kw les performances estimées pour 2 rapports de compression du compresseur (P/P = 8 et 15,5). Les calculs utilisent les tables enthalpiques et entropiques usuelles utilisant une composition de gaz d'échappement sans dissociation. De même compte- tenu de la pondération apportée par l'indice d'efficacité de production de pression sortie chambre nous avons supposé que la pression en amont turbine était similaire à celle des turbines, c'est à dire non impulsionnelle. Cependant la littérature indique que des rendements turbines de 0,70 sont couramment rencon- trés avec des turbines de turbocompresseur qui fonctionnent avec des ondes de pression. Une étude de sensibilité a été menée sur les paramètres suivants : 5.1 Rendement Turbine Pour évaluer l'influence du rendement turbine (THP et TL) : Nous avons supposé que les rendements THP étaient égaux au rendement TL. Les 3 valeurs retenues sont : rendement turbine ETAT = 0,5-0, 7 et 0, 8. A noter que la littérature admet couramment un rendement de 0,7 pour les turbines de turbocompresseurs des diesels semi-rapide ou lents fonctionnant également en régime pulsé.

L'utilisation du turbocompresseur de plus en plus prépondérante dans les moteurs alternatifs et l'obtention de rendement correcte (0, 70) est une preuve que l'ali- mentation des turbines en gaz pulsé est possible. Dans les moteurs Diesel lents et semi-rapide de nombreux travaux (ex : moteurs Pielstick-Sulzer) ont montré que des systèmes de plus en plus sophistiqués (pulse converter et multipulse converter ou chaque cylindre alimente une portion particulière du distributeur turbine), amélioraient les rendements des moteurs par amélioration de la boucle dite"Basse pression"du cycle moteur (boucle de vidange et de remplissage cylin- dre). Cette boucle résulte pour l'essentiel de son interaction avec le turbocompres- seur. L'objectifs de ces sytèmes étaient de conserver la bouffée d'échappement jus- qu'à son introduction dans le distributeur de la turbine. Les alimentations des turbo dits"à pression constante" (un seul collecteur de récupération) sont en effet moins efficace du fait des pertes de pression résultant de la diffusion dans le collecteur de récupération et des pertes par turbulences. Le pulsomoteur permet à la bouffée

d'agir directement sur les pales après une courte distance (distance entre le col- lecteur sortie chambre et l'entrée DTHP). Ceci laisse présager de rendements tur- bine plus efficaces que ceux rencontrés dans les turbocompresseurs. On peut s'in- terroger sur l'opportunuité de turbine à action pour les premiers étages ? 5.2 Indice d'efficacité de production de pression entrée turbine HP Il s'agit d'un indice qui corrige des effets de la compressibilité du gaz non parfait au cours de la combustion à volume constant, des pertes de charges à l'entrée et à la sortie des chambres à travers les valves, des imperfections de remplissage. Les 4 valeurs retenues pour l'étude de sensibilité sont : INDICE = 1-0,95-0, 90 et 0,85. Ainsi une Pmax de 55 Bars dans la chambre donne une Pentrée THP de 46,75 Bars avec des pertes estimées à 15%.

5.3 température entrée turbine (TET) La température de combustion devrait se situer entre 2400 et 2800°K selon le niveau de température de l'air frais, du niveau de dissociation (peroxyde NOx etc...) et du niveau d'imbrûlés résultant d'une combustion plus ou moins parfaite. Les calculs de débits de carburant résultant du calcul de la richesse sont basés sur les tables usuelles utilisées pour le calcul de richesse dans les turbine à gaz. Ce qui n'est pas parfaitement correct dans la mesure ou ces calculs supposent une combustion à pression constante et non à volume constant comme dans la chambre à impulsion.

Les écarts sont relatifs aux calculs des enthalpies de réactions effectués à partir des enthalpies de formation des espèces et non à partir des énergies internes de formations. L'écart est inférieur à 1% à 298°K. (utilisation du Pceff). Une erreur existe également sur les calculs de l'enthalpie de réaction à la température de 298°K au lieu de 2500°K. Cet écart est également inférieur à 1%, il est d'ailleurs couramment négligé dans les calculs de cycle des turbine à gaz. Nous avons donc étudié l'influence des températures de combustion sur les résultats des calculs de cycle pour TET : 2200 °K-2500 et 2800 °K. Les figures 20 à 23 ci-jointes fournissent les résultats de calcul de cycles.

6. CONCLUSIONS Avec des hypothèses conservatrices (en particulier sur les rendements turbines) on note que pour un rendement turbine de 0.7, un Indice de production de pression à volume constant de 0.85 et une température de combustion de 2500° K les consommations spécifiques du pulsomoteur sont plus faibles que les consommations des turbine à gaz incluant ou non un échangeur d'une part et que ces consommations sont proches voir plus faibles que celles des moteurs diesel d'autre part.

Le second avantage est qu'à même puissance le débit d'air à transvasé est très inférieur à celui d'une turbine à gaz (2 à 3 fois moindre). Ce qui réduit la taille des turbomachines tout en conservant l'attrait d'un fonctionnement continu non alternatif (vibrations, consommation d'huile, bruit).

Le rendement turbine est un paramètre très déterminant du niveau de consommation spécifique. Il nécessite l'étude et la mise au point d'étages de turbines capable de supporter une haute TET et une haute pression sous forme impulsionnelle. L'étude de sensibilité montre que des consommations spécifiques de 132 à 137 g/ch. h peuvent être obtenus avec le rendements des turbines à impulsion de 0, 80. Ce rendement de 0,8 est couramment atteint dans les turbines à gaz La discontuinité introduite par le régime pulsé et les chambres impulsionnelles permet le fonctionnement partiel ou dégradé de la machine (en arrêtant un ou plu- sieurs groupes). La régulation est ainsi indépendante d'un paramètre particulier.

On peut faire fonctionner un certain nombre de chambres toujours au maximum (pour la puissance maxi) ou à charge partielle fonctionner au meilleur rendement (pour la CSP mini).

Selon le niveau de fiabilisation, une chambre impulsionnelle peut être développée et appliquée à n'importe quelle machine aéronautique, terrestre ou marine-on note là l'impact bénéfique sur les coûts récurrents ainsi que sur les coûts non-ré- currents de mise au point et de développement>. Il sera possible d'augmenter la puissance d'une machine en modifiant le nombre de groupe de 3 chambres. On peut imaginer toute une gamme de puissance de machines équipées avec la même cham- bre mais dont le nombre de groupes diffère.

Annexe de Calcul Un traitement complet du processus de remplissage et de vidange d'une chambre prendrait en compte les distributions des vitesses des gaz étant donné que les quantités de mouvement associées aux effets aérodynamiques locaux affectent les entrées et sorties de ces gaz.

Une première évaluation des durées de remplissage et de vidange des chambres à partir d'un calcul simple est possible en supposant que les gaz obéissent aux équations des gaz parfaits et que, dans le cas du remplissage, le mélange (air frais + gaz résiduel) est homogène et instantané.

P, T, m, Pression, Température, Masse dans la chambre. Vvolume de la chambre (constant) On écrit les équations de conservation de l'énergie, de masse et l'équation d'état à l'instant t et à l'instant t+dt on obtient alors : A l'instant t on a dans la chambre l'énergie mCvT Pendant l'instant dt entre ou s'échappe les quantités (Tc est la température sortie compresseur). dmCpT, dmCpT A l'instant t+dt on a dans la chambre les énergies (respectivement pour le remplissage et la vidange) (m + dm) Cv (T + d T) (m-dm) Cv (T-dT) soit les équations (respectivement pour le remplissage et la vidange) mCvT + dmCpTc = (m + dm) C. (T + dT) mC, T-dmCT = (m-dm) C,, (T-dT) d'où (respectivement pour le remplissage et la vidange) L'équation des gaz parfaits donne avec R = constante des gaz et V = cte PV=mRT soit dP dm+dT P m T En substituant dT/T dans l'équation précédente et en différentiant par rapport au temps on obtient (respectivement pour le remplissage et la vidange) Variation de pression P (t) dans la chambre au cours de l'admission dP = γ.P Tc dm (Tc température sortie compresseur ou sortie intercooler) dt m T dt Variation de pression P (t) dans la chambre au cours de la détente. dP y. P dm dt m dt <BR> <BR> <BR> On associe ensuite les équations suivantes : dm(t)<BR> <BR> Débit masse et m (t) masse instantanée : D = dt

Expression du débit réduit fonction du nombre de Mach statique (M) au col du distributeur THP situé après la sortie de la chambre (permet égalment le calcul après le papillon d'ouverture à t'entrée de la chambre) -Le section est A.

Débit réduit et débit masse instantané entrant ou sortant de la chambre en fonction du temps.

P, pression totale entrée distributeur HP, DTHP (=Pression maxi chambre-pertes), Px pression statique au col du DTHP fonction du champ de pression statique local situé entre la sortie DTHP et la roue de turbine (adaptation du col).

T, Température de mélange dans la chambre au cours de l'admission ou la vidange fonction des températures et de la masse d'air frais entrant et de la masse non vidangée résiduelle dans la chambre. (Hypothèse des Cp= cte.) <BR> <BR> <BR> m(t).résiduelle.T(t).résiduelle + m(t)airfrais.Tc<BR> T(t + 1) =<BR> <BR> <BR> <BR> m(t).résiduelle + m(t).airfrais<BR> <BR> Cp<BR> Caractéristiques themodynamiques des gaz. γ = R = Cp - Cv<BR> Cv<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> Le calcul est itératif et converge lorsque la masse volumique dans la chambre RHO calculée par 2 méthodes s'égalise et vérifie que : p (t) M (t) 1 dmi = m R T (t) V ITERATIONS Un dtminita (fixé par hypothèse suffisamment petit) permet le calcul de dm/dt puis le calcul de dP/dt ce qui donne un dPjtere comparé à un dPjnjtja, (fixé également par hypothèse suffisamment petit).

Le calcul de P+dP (ou P-dP pour la détente), de T (t+1), et m+dm conduit à vérifier que P/RT > mN ou P/RT < mN Selon le cas on incrémente sur le dt et le dP convenables jusqu'à obtenir la convergence sur RHO. Ce qui donne le dP, inal et le dmbna, Le mélange parfait (RHO mélange) de la masse résiduelle des gaz restant après la détente et la masse d'air frais entrant dans la chambre est une hypothèse de calcul simplifié permettant l'étude de sensibilité sur les temps de remplissage et de vidange de la chambre pour plusieurs hypothèses de Px = 1, 4,8 et 12 Bars CALCUL DE CYCLE Dans les calculs de cycle on utilise les tables conventionnelles.

Enthalpies et entropies des gaz calculées à partir de polynôme et fonction de la richesse locale. H + a.. H dc carburant " -<"'1+cc D ; r n'' n 0 (7) = la,. Tj P2 _ 1 () (0^-A) T p o