Titre : Moteur alternatif à combustion interne à volume constant

Domaine de la divulgation

L’invention concerne le domaine de la production d’énergie thermique décarbonée.

Etat de la technique

Le réchauffement climatique condamnera les hydrocarbures au profit de combustibles décarbonés, tels l’hydrogène et l’ammoniac, pour alimenter les moteurs à combustion interne. Les difficultés de stockage de l’hydrogène favoriseront l’ammoniac pour les transports et la production d’électricité décentralisée.

Les moteurs alternatifs à combustion interne brûlent des hydrocarbures en phase gazeuse via le mécanisme de la propagation d’un front de flammes où les produits déjà brûlés diffusent dans les produits frais pour porter ces derniers à leur température d’auto-allumage qui déclenche les réactions en chaînes de la combustion vive. La lenteur de la diffusion gazeuse handicape le rendement thermique des moteurs alternatifs par la durée angulaire de la combustion qui produit un travail négatif avant le point mort haut des pistons et des gaz insuffisamment détendus après le dit point mort haut. La très basse vitesse de flamme de l’ammoniac aggrave ce problème au point de devoir mélanger l’ammoniac avec de l’hydrogène pour initier une combustion stable.

Pour atteindre le rendement optimal de la combustion à volume constant du cycle Otto, on a cherché à concentrer la combustion autour du point mort haut via le concept HCCI (Homogeanous Charge Compression Ignition). Ce procédé de combustion sans flamme consiste à chauffer par compression un mélange carburé homogène jusqu’à sa température d’auto-allumage. Contrairement à réchauffement surfacique progressif d’un front de flammes, ce procédé d’échauffement volumique déclenche l’auto-allumage simultanément dans toute la charge carburée avec le risque d’une détonation destructrice pour le moteur. On a tenté, sans succès, de casser l’homogénéité du milieu réactif en y stratifiant la concentration locale de carburant ou en y ajoutant des gaz brûlés recyclés refroidis. Cet échec était prévisible compte tenu du rôle prédominant de la température du milieu réactif dans la cinétique chimique, température peu modifiée par la stratification spatiale de la concentration locale du carburant. Outre le risque de détonation, pour atteindre la haute température d’auto-allumage de l’ammoniac pur, ce procédé supposerait un taux de compression volumétrique irréaliste supérieur à 35/1.

Exposé de la divulgation

Pour remédier aux problèmes précités, l’objet de la présente invention consiste à stratifier la température du milieu réactif pour conférer une progressivité à l’auto-allumage par compression.

L’invention peut s’appliquer à tous les carburants dans un cycle à 4 temps et dans un cycle à 2 temps via des stratégies d’échange des gaz différentes. Le cycle à 2 temps est le mieux adapté aux carburants bas carbone difficilement inflammables tels le méthane et l’ammoniac.

Afin d’éliminer la détonation, l’invention concerne un procédé de fonctionnement d’un moteur alternatif à combustion interne dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche MA d’un mélange isotherme d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés présente dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage avant le point mort haut sous l’effet de sa compression par le piston et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées.

La température et la concentration massique de gaz combustible peuvent être identiques en tous points de la masse fraîche MA afin d’uniformiser la température des gaz issus de la combustion.

La strate isotherme la plus froide du mélange réactif peut atteindre sa température d’auto-allumage après le point mort haut du piston afin de limiter la pression et la température maximales du cycle.

L’étendue surfacique des strates isothermes du mélange réactif peut diminuer quand leur température augmente afin de conférer une progressivité au taux de dégagement de chaleur de la combustion.

La zone la plus chaude du milieu réactif peut être située près du centre de la chambre de combustion. Cette zone peut également être située contre un piston calorifugé. Ceci peut permettre de conférer une progressivité au taux de dégagement de chaleur de la combustion et de limiter les fuites thermiques vers le corps du piston.

Un capteur peut être situé dans un cylindre pour transmettre en permanence la position angulaire de la combustion par rapport au point mort haut du piston à un ordinateur de contrôle moteur qui pilote des actionneurs agissant sur les températures des strates isothermes du mélange réactif pour placer ladite position angulaire sur une valeur conforme à une cartographie du champ couple/vitesse de fonctionnement du moteur stockée dans la mémoire de l’ordinateur.

Les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié peuvent être pilotées via le rapport MB/MA des masses retenues dans le cylindre.

Les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié peuvent être pilotées via le taux de compression effectif du piston qui comprime le mélange MA+MB.

Un capteur sensible à la pression situé dans un cylindre peut détecter la position angulaire de la pression maximale du cycle et l’ordinateur de contrôle moteur peut positionner la dite pression maximale après le point mort haut du piston afin qu’elle coïncide avec la fin de la combustion selon l’invention.

L’ordinateur de contrôle moteur peut agir sur les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié en pilotant individuellement ou collectivement au moins certains des actionneurs ci-après : des déphaseurs d’arbre à cames, des distributeurs de turbine à section variable, des by-pass de turbine à section variable, des by-pass de réfrigérant d’air à section variable.

Le procédé selon l’invention est particulièrement efficace dans le cas d’un moteur alternatif à combustion interne fonctionnant sur le cycle à 2 temps sous balayé dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche MA d’un mélange isotherme d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage avant le point mort haut sous l’effet de sa compression par le piston et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées. Ledit moteur peut comporter plusieurs cylindres identiques munis d’orifices d’échappement et de tuyères d’admission fermés selon une chronologie qui comporte successivement : au voisinage du point mort bas du piston, l’ouverture simultanée des orifices d’échappement suivie par l’ouverture simultanée des tuyères d’admission ; entre le point mort bas et le point mort haut du piston , la fermeture simultanée des tuyères d’admission suivie par la fermeture simultanée des orifices d’échappement, l’ordinateur de contrôle moteur pilotant l’angle de fermeture des orifices d’échappement pour positionner la combustion en modulant simultanément le rapport MB/MA et le taux de compression effectif du mélange réactif stratifié MA+MB. Le dit moteur peut comporter plusieurs cylindres munis de tuyères d’admission reliées à un plenum d’admission et d’orifices d’échappement reliés à un plenum d’échappement ; le plénum d’admission étant pressurisé à une pression PA par le compresseur d’un turbocompresseur haute pression HP via un réfrigérant d’air HP, le plénum d’échappement pressurisé à une pression PE légèrement inférieure à la pression PA alimentant la turbine HP du turbocompresseur HP via une turbine de puissance TC .

Le dit moteur peut comporter un turbocompresseur BP dont le compresseur alimente en air le compresseur HP via un réfrigérant HP et dont la turbine est alimentée en gaz brûlés par la turbine du turbocompresseur HP.

Les arbres à cames du dit moteur peuvent être reliés mécaniquement au vilebrequin via un déphaseur commun commandé par l’ordinateur pour positionner angulairement la combustion via simultanément le taux de compression et le taux de gaz brûlés du mélange MA+MB.

Une section débitante variable du distributeur de la turbine du turbocompresseur HP peut être pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour régler la richesse en carburant de la masse MA.

Une section débitante variable du distributeur de la turbine de puissance TC peut être pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour positionner la combustion et une section débitante variable de la turbine du turbocompresseur HP peut être pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour fixer la richesse de la masse MA conformément à une cartographie stockée dans la mémoire de l’ordinateur.

Chaque cylindre du dit moteur peut être fermé, d’une part, par la face plane d’une culasse axisymétrique comportant une tuyère d’admission axiale formée autour d’une soupape d’admission et quatre orifices d’échappement périphériques identiques disposés en carré autour de la tuyère d’admission et fermés par des soupapes synchrones, et d’autre part, par la face d’un piston axisymétrique formée pour renvoyer le jet d’air carburé issu de la tuyère d’admission vers la culasse afin de structurer la stratification thermique du milieu réactif.

La face du piston peut être recouverte par un bouclier thermique qui échange sa chaleur avec le jet d’air carburé pour annuler le flux thermique vers le corps du piston.

Toutes les soupapes du dit moteur peuvent être actionnées par des cames reliées mécaniquement au vilebrequin via un dispositif déphaseur commun.

Les soupapes d’échappement du dit moteur peuvent être actionnées par des arbres à cames reliés à l’arbre moteur via un dispositif déphaseur commun et la soupape d’admission peut être actionnée par un arbre à cames relié mécaniquement à l’arbre moteur via un deuxième dispositif déphaseur.

La course des pistons du dit moteur peut être voisine du diamètre des cylindres, le gaz combustible de la masse MA étant l’ammoniac NH3, le rapport MB/MA étant supérieur à 0,70, le taux volumétrique de détente étant compris entre 7 et 9 et le taux volumétrique de compression des pistons étant compris entre 3 et 5.

Le démarrage à froid du dit moteur comportant un déphaseur d’arbres à cames, un carburateur et un démarreur peut être piloté par l’ordinateur de contrôle moteur selon la chronologie suivante :

Coupure de l’alimentation en carburant, fermeture du papillon du carburateur et déphasage des arbres à cames pour fermer les cylindres au point mort bas des pistons et les ouvrir prématurément pendant la course de détente des gaz.

Ouverture simultanée de l’alimentation en carburant et du papillon du carburateur quand la température de l’air en fin de compression atteint la température d’autoallumage du carburant

Pilotage simultané du déphaseur et du papillon pour positionner la combustion au point mort haut et stabiliser un régime de ralenti.

Brève description des figures

D'autres caractéristiques et avantages de la présente divulgation apparaîtront dans la description détaillée suivante, se référant aux dessins annexés dans lesquels :

[Fig. 1] est une vue schématique de la boucle d’air d’un moteur turbo-compound fortement suralimenté

[Fig. 2] est une vue du cycle thermodynamique décrit par le moteur turbo-compound de la figure 1

[Fig. 3] est une vue schématique de l’aérodynamique interne d’un cylindre du moteur turbo-compound de le figure 1

[Fig. 4] est une coupe transversale d’un cylindre du moteur turbo-compound de la figure 1

Description détaillée de la divulgation

Bien entendu la divulgation n'est nullement limitée au(x) mode(s) de réalisation décrit(s) à titre illustratif, non limitatif.

Ainsi, la clé de l’invention est l’élimination de la détonation d’une charge carburée homogène qui a ruiné les espoirs suscités par la combustion HCCI à la fin du siècle dernier. Elle ouvre la voie de l’auto-allumage rapide par compression à des combustibles difficilement inflammables en élevant le niveau thermique du milieu réactif par d’autres moyens que la compression pure. Elle permet en prime de réduire la production d’oxydes d’azote en diluant le milieu réactif sans réduire la température de début de combustion.

L’invention atteint ses trois objectifs en construisant, dans un cylindre de moteur alternatif, un milieu réactif intégralement stratifié en température par mélange d’une masse fraîche carburée isotherme MA avec une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre. L’invention s’appuie sur les lois de la cinétique chimique qui régissent l’oxydation d’un mélange combustible en phase gazeuse stipulant que la vitesse des réactions croit exponentiellement avec la température locale. L’effet exponentiel de la température fait que échauffement volumique par compression d’un milieu réactif stratifié en température déclenche un front d’auto-allumage qui circule contre le gradient des températures entre sa strate isotherme la plus chaude et sa strate isotherme la plus froide jusqu’à l’épuisement du combustible.

La vitesse de déplacement du front d’auto-allumage dépend du gradient de température et de la richesse de la strate active. La vitesse du front est toujours subsonique compte tenu de la température élevée du milieu réactif et ne produit donc pas d’onde de choc.

L’objet de l’invention est donc un moteur alternatif à combustion interne dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche isotherme MA d’un mélange d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage sous l’effet de sa compression par le piston avant son point mort haut PMH et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées.

Le procédé de l’invention n’est plus opérant après le PMH quand la détente volumétrique du piston surpasse la dilatation thermique due à la combustion. Néanmoins, à la puissance maximale du moteur, il est possible de terminer la combustion après le PMH compte tenu que, quand échauffement par compression devient insuffisant pour porter les strates les plus froides au seuil d’auto-allumage, la diffusion du front d’auto-allumage dans les produits frais peut compléter réchauffement issu de la compression.

La combustion est optimale quand la concentration de combustible dans la masse fraîche MA est constante afin d’uniformiser la température de fin de combustion dans le cylindre. Afin de contrôler la concentration massique de carburant à l’échelle moléculaire de la chimie, l’invention préconise que la carburation de la masse MA s’effectue dans un plénum d’admission de volume suffisant pour que la diffusion du gaz combustible dans l’air comburant ait le temps de parvenir à l’équilibre thermodynamique. La stratification thermique selon l’invention génère ainsi dans le milieu réactif un gradient inverse de concentration massique de carburant qui homogénéise la température finale de combustion. En effet, les strates les plus chaudes riches en gaz brûlés et pauvres en carburant subissent un faible échauffement chimique, quand les strates les moins chaudes pauvres en gaz brûlés et riches en carburant subissent un fort échauffement chimique. Cette homogénéité des températures de combustion optimise la puissance du cycle et élimine les points chauds générateurs d’oxydes d’azote.

Les températures de fin de compression étant proportionnelles aux températures de début de compression, l’invention permet d’accéder à l’auto-allumage de tous les combustibles, quel que soit le taux de compression effectif du milieu réactif et la température d’auto-allumage du carburant, en pilotant le rapport MB/MA des masses retenues dans le cylindre avant leur compression.

Le ballast chimiquement inerte de gaz brûlés recyclés MB qui stationne dans le cylindre conserve son énergie interne à l’exception de fuites thermiques aux parois. Au cours des cycles compression-détente il cède de l’énergie interne au milieu réactif pour initier la combustion et la récupère simultanément en diluant ladite combustion pour limiter la température finale. Le rendement thermique du cycle est ainsi optimisé par une combustion complète, rapide et non détonante qui s’exécute à volume sensiblement constant au voisinage du PMH.

La géographie de la stratification thermique du milieu réactif définit la loi de dégagement de chaleur en fonction du temps. Le dégagement instantané d’énergie est proportionnel à l’étendue surfacique et à la richesse de la strate isotherme en cours d’autoallumage. La stratification selon l’invention où les strates les plus chaudes qui s’allument les premières sont aussi les moins riches en carburant confère une progressivité structurelle au dégagement de chaleur indépendamment de l’évolution des étendues surfaciques des strates isothermes en fonction de leur température qui constitue le paramètre principal régissant la loi de dégagement d’énergie. Pour optimiser la progressivité du dégagement de chaleur, l’étendue surfacique des strates isothermes doit donc diminuer quand leur température augmente. Le positionnement de la zone la plus chaude du milieu réactif au centre de la chambre de combustion satisfait à cet impératif. De plus, un positionnement de la zone la plus chaude contre un piston chaud recouvert d’un bouclier thermique réduit les pertes thermiques aux parois en retardant l’interaction de la flamme avec la paroi refroidie de la culasse et en réduisant le flux thermique vers le corps du piston.

La géographie de la stratification dépend de la position et de l’orientation des tuyères d’admission, de la position des orifices d’échappement et de la géométrie du cylindre et de la chambre de combustion limitée par le piston et la culasse. La géographie de la stratification dépend également des températures initiales de la masse fraîche MA et de la masse chaude MB, du rapport des deux masses MB/MA, de la turbulence du milieu réactif et de la durée de cohabitation des deux masses dans le cylindre qui fixe le taux d’avancement du mélange.

La stratification thermique s’initie naturellement dans un cylindre de moteur à 2 temps quand la masse fraîche MA balaye les gaz brûlés du cycle précédent. Au cours de ce transvasement rapide, la diffusion gazeuse qui se développe à la frontière entre les deux masses mises en contact n’a pas le temps d’atteindre l’équilibre thermodynamique et génère une zone mélangée stratifiée en température et en concentration de carburant.

Contrairement aux moteurs à 2 temps de l’art antérieur où l’échange des gaz est structuré pour minimiser le volume de la zone mélangée et où la fermeture du cylindre intervient quand la zone mélangée en est partiellement expulsée pour offrir à la combustion un air comburant aussi pur que possible, l’invention structure l’échange des gaz pour diffuser des gaz brûlés dans l’intégralité de la masse fraîche MA sans évacuer de l’air carburé vers l’échappement.

Les objectifs contradictoires dans un cycle à 2 temps d’intensifier le mélange des gaz et d’éviter un by-pass admission-échappement impliquent la conception d’une architecture d’échange des gaz spécifique de l’invention avec l’aide d’une simulation numérique 3D de mécanique des fluides réactifs.

L’invention comporte des moyens pour positionner la combustion de façon optimale au voisinage du point haut. A cet effet un capteur situé dans la chambre de combustion détecte en temps réel la position angulaire de la combustion. Ce capteur renseigne en permanence un ordinateur de contrôle moteur qui commande des actionneurs agissant sur le niveau thermique du milieu réactif, pour positionner l’auto-allumage à la fin de la course de compression conformément à une cartographie du champ couple/vitesse de fonctionnement du moteur stockée dans la mémoire de l’ordinateur.

Par exemple, un capteur sensible à la pression des gaz détecte la pression maximale du cycle qui coïncide avec la fin de combustion. Parmi les actionneurs qui agissent instantanément sur le niveau thermique du milieu réactif nous citerons à titre non limitatif, les déphaseurs d’arbre à came, les distributeurs de turbine à section débitante variable, les by- pass de turbine à section débitante variable, les bypass de réfrigérant d’air à section débitante variable.

Pour disposer d’un nombre maximal de paramètres pour contrôler le moteur, l’inventeur a choisi de poursuivre la description de l’invention dans l’architecture des moteurs à 4 temps où les orifices d’admission et d’échappement sont situés dans une culasse et sont obturés par des soupapes actionnées par des arbres à cames déphasables permettant de déconnecter le diagramme de distribution des gaz du déplacement des pistons, contrairement aux moteurs à balayage unicourant qui comportent des orifices situés dans l’épaisseur des cylindres obturés par les pistons. Dans ce qui suit, l’invention est présentée dans son application préférée dans un groupe électrogène léger, pour le transport terrestre et maritime et pour la production décentralisée d’électricité, entraîné par un moteur à deux temps turbocompressé turbo- compound à bas taux de compression carburé à l’ammoniac pur et tournant à vitesse constante. Cette application particulière exploite tous les avantages qui caractérisent l’invention.

On se réfère maintenant à la figure 1 .

Un moteur de groupe électrogène (1 ) fonctionnant à 1500 tours par minute sur le cycle à 2 temps turbo-compound comporte 6 cylindres (2) en ligne qui allument successivement tous les 60 dv (degrés vilebrequin) pour séparer les échanges des gaz qui s’effectuent à travers des culasses.

Afin de garantir une aérodynamique interne identique dans tous les cylindres, les tuyères d’admission sont reliées à un plénum d’admission (3) pressurisé à une pression PA, et les orifices d’échappement sont reliés à un plénum d’échappement (4) pressurisé à une pression PE inférieure à PA. Les plénums sont suffisamment volumineux par rapport au volume de gaz transféré à chaque cycle pour que PA et PE soient sensiblement constantes en régime stabilisé à charge constante.

On se réfère maintenant aux figures 3 et 4.

Afin de garantir une aérodynamique interne axisymétrique, chaque cylindre est fermé, d’une part, par la face plane (5) d’une culasse axisymétrique comportant une tuyère d’admission axiale (6) formée autour d’une soupape d’admission (7) et quatre orifices d’échappement périphériques (8) identiques disposés en carré autour de la tuyère d’admission et fermés par des soupapes synchrones (9), et d’autre part, par la face (10) d’un piston axisymétrique formée pour renvoyer le jet d’air carburé (11 ) issu de la tuyère d’admission vers la culasse en diffusant dans les gaz brûlés pour structurer la stratification selon les isothermes décroissantes (22 ), (23), (24). La face du piston est recouverte par un bouclier thermique chaud qui échange sa chaleur avec le jet d’air carburé pour annuler le flux thermique vers le corps du piston.

La course des pistons est égale au diamètre du cylindre à 180 mm pour disposer dans la culasse d’une section débitante des orifices de transfert compatible avec la cylindrée.

Pour réduire au minimum la durée angulaire des ouvertures/fermetures des orifices, les soupapes sont rappelées sur leur siège par des ressorts pneumatiques (non représentés) et leurs sièges sont encastrés dans la culasse pour retarder l’ouverture effective des orifices pendant l’accélération des soupapes et avancer leur fermeture effective pendant la décélération des soupapes.

On se réfère maintenant à la figure 2 qui représente le diagramme pression/volume du cycle fermé. La soupape d’admission et les soupapes d’échappement sont fermées une fois par cycle par deux arbres à cames en tête (12) identiques synchronisés sur l’arbre moteur via un dispositif pilotable commun (non représenté) pour déphaser l’ensemble de la chronologie angulaire des transferts fixée par les arbres à cames. L’échange des gaz débute à l’ouverture OA de la tuyère d’admission qui suit l’ouverture simultanée OE des orifices d’échappement en fin de détente des gaz brûlés quand le piston ralentit au voisinage de son point mort bas PMB, et s’achève à la fermeture simultanée FE des orifices d’échappement qui suit la fermeture FA de la tuyère d’admission quand le piston s’est accéléré vers son point mort haut PMH et occupe une position P pilotée par le déphaseur commun des arbres à cames.

Quand la tuyère d’admission et les orifices d’échappement sont ouverts simultanément la chute de pression PA-PE génère dans le cylindre un écoulement qui s’interrompt à la fermeture de la tuyère d’admission pour fixer la masse d’air carburée MA qui participera au cycle. Quand la section débitante des 4 orifices d’échappement est supérieure à 2,5 fois celle de la tuyère d’admission, la masse MA introduite dans le cylindre est proportionnelle à la durée temporelle d’ouverture de la tuyère d’admission qui ne varie pas avec le déphasage des arbres à cames.

Les gaz brûlés d’un cycle s’évacuent selon trois mécanismes successifs : entre OE et OA la surpression du cylindre se décharge brutalement jusqu’à la pression PE du plénum d’échappement ; entre OA et FA la charge fraîche chasse des gaz brûlés vers les orifices d’échappement qui s’ajoutent à ceux refoulés par le piston ; entre FA et FE, le piston poursuit seul le refoulement des gaz brûlés jusqu’à la fermeture du cylindre. A contrario de la masse MA qui ne dépend pas du déphasage des arbres à cames, la masse MA+MB retenue dans le cylindre et son taux de compression dépendent de la position P du piston à la fermeture du cylindre qui varie avec le déphasage des cames d’échappement. Il s’ensuit que le déphaseur des arbres cames, qui pilote la masse MA+MB dont MA reste constante, pilote simultanément le rapport MB/MA qui fixe la proportion de gaz brûlés dans le mélange stratifié et son taux de compression.

Pour conclure, le déphaseur des arbres à cames pilote simultanément et dans le même sens le taux de compression effectif de la masse MA+MB, et sa fraction de gaz brûlés MB/MA qui cumulent leurs effets sur le niveau thermique du milieu réactif en fin de compression. En pilotant le déphaseur des arbres à cames, l’ordinateur agit donc doublement sur le niveau thermique du milieu réactif pour régler la position de la combustion dans le cycle thermodynamique.

On se réfère maintenant à la figure 1.

Le plénum d’admission (3) est alimenté en air comburant via un carburateur (13) qui y diffuse le gaz combustible pour y uniformiser la température et la richesse locales. Le couple du moteur est piloté par le débit de combustible injecté dans le carburateur. Le rapport volumétrique est voisin de 7 et le taux de compression effectif est voisin de 4 pour accepter la pression d’admission voisine de 20 bars délivrée par deux turbocompresseurs travaillant en cascade sans excéder la pression maximale de 240 bars. Le plenum d’admission est alimenté en air comburant, via un réfrigérant d’air (14), par un turbocompresseur haute pression HP (15) entraîné en rotation par une turbine HP (16) alimentée en gaz brûlés par le plénum d’échappement (4) via une turbine de travail turbo-compound (17) qui complète la détente utile des gaz brûlés avortée par le piston. La turbine turbo-compound 17 peut être reliée mécaniquement via un réducteur 21 à l’arbre moteur ou à un alternateur auxiliaire. La section débitante du distributeur de la turbine HP est pilotable pour régler la richesse en combustible dans le plénum d’admission. Le turbocompresseur HP (15) est alimenté en air comburant via un réfrigérant d’air (18) par un turbocompresseur basse pression BP (19) entraîné en rotation par une turbine BP (20) alimentée en gaz brûlés par la turbine HP (16).

L’enthalpie disponible dans le plénum d’échappement se partage entre le travail utile de la turbine turbo-compound et le travail des turbocompresseurs qui fixe la pression PA et la richesse dans le plénum d’admission. Une variation de la section débitante du distributeur de la turbine HP, qui modifie le taux de détente de la turbine de travail, modifie simultanément le travail des turbocompresseurs qui fixe la richesse dans le plénum d’admission. Le déphaseur des arbres à cames et le distributeur à section variable de la turbine HP sont les deux actionneurs qui permettent à l’ordinateur de piloter simultanément la position angulaire de la combustion et la richesse de la masse MA mesurée par une sonde à oxygène située dans les gaz d’échappement.

Le fonctionnement du moteur à vitesse constante présente l’avantage d’exploiter les turbocompresseurs à leur rendement isentropique optimal et de simplifier la stratégie de contrôle moteur.

La position de la turbine de travail en amont des turbines HP et BP optimise le rendement du moteur à charges partielles. En effet, les réductions du couple moteur commandées par le débit de combustible injecté dans le carburateur impactent successivement la vitesse de rotation du turbocompresseur BP puis celle du turbocompresseur HP avant d’impacter le taux de détente de la turbine de travail qui fixe le rendement thermique du cycle.

Au démarrage à froid du moteur, les cylindres ne contiennent aucun gaz chaud issu des cycles précédents. Pour s’affranchir d’artifices additionnels pour assurer la fonction, l’invention propose un procédé gérable par l’ordinateur de contrôle moteur qui pilote le carburateur et le déphaseur des arbres à cames.

A chaque arrêt du moteur, l’alimentation de carburant est coupée, le papillon du carburateur est fermé et le déphaseur positionne les cames pour avancer la fermeture du cylindre au point mort bas du piston afin de maximiser le taux de compression de l’air et simultanément avancer l’ouverture du cylindre avant le point mort bas pour réduire le taux de détente des gaz.

Avec ce calage du diagramme de distribution, la mise en rotation du vilebrequin par un démarreur, électrique par exemple, déclenche à chaque rotation un fort échauffement par compression de l’air et un refroidissement réduit par une détente avortée qui décharge dans le plénum d’échappement , via les orifices d’échappement, une fraction de l’air chaud partiellement réaspirée dans le cylindre par la course résiduelle du piston jusqu’à son point mort bas avec une masse d’air frais du plénum d’admission, via les orifices d’admission ouverts plus tardivement , réglée par le papillon du carburateur.

La première rotation commencera son cycle à la température ambiante et chaque rotation suivante ajoutera de la chaleur dans le cylindre pour atteindre au point mort haut du piston la température d’auto- allumage du carburant.

Le carburant est ensuite injecté dans le carburateur pour découpler le démarreur en initiant un fonctionnement du moteur au ralenti en aspiration naturelle légèrement suralimentée régulé par l’ordinateur de contrôle moteur via l’injecteur de carburant et le papillon des gaz qui pilotent respectivement la vitesse de rotation et la position angulaire de la combustion via la quantité et la température des gaz brûlés recyclés.

L’accélération et la mise en charge du moteur sont prises en charge par l’injecteur de carburant et le déphaseur d’arbre à cames qui prend le relais du papillon grand ouvert pour positionner la combustion dans le cycle