ETUDE DE L'EFFET DES VARIATIONS DE VOLUME SUR LE ...

République Algérienne Démocratique et Populaire

Ministère de l’Enseignement Supérieur et de la Recherche Scientifique

Université des Sciences et de la Technologie d’Oran

Mohamed BOUDIAF

FACULTE DE GENIE MECANIQUE

DEPARTEMENT DE GENIE MECANIQUE

MMEEMMOOIIRREE EENN VVUUEE DDEE LL’’OOBBTTEENNTTIIOONN DDUU DDIIPPLLÔÔMMEE DDEE MMAAGGIISSTTEERR

Ecole Doctorale Energétique et Environnement

Option : Machines thermiques, applications et risques environnementaux

PPrréésseennttéé ppaarr

Mme BOUALEM Fatima Zohra

Sujet du mémoire

SOUTENU LE………..DEVANT LE JURY COMPOSE DE :

MMrr.. NNEEMMDDIILLII AAllii ((PPrrooffeesssseeuurr,, UUSSTTOO--MMBB)) PPRREESSIIDDEENNTT

MMrr.. BBEENNAABBDDAALLLLAAHH TTaawwffiikk ((MMaaîîttrree ddee CCoonnfféérreenncceess AA,, EENNPP--OOrraann)) RRAAPPPPOORRTTEEUURR

MMrr.. BBEENNZZEEGGUUIIRR RReeddoouuaannee ((MMaaîîttrree ddee CCoonnfféérreenncceess AA,, UUSSTTOO--MMBB)) EEXXAAMMIINNAATTEEUURR

MMrr.. MMAANNSSOOUURR CChheeiikkhh ((MMaaîîttrree ddee CCoonnfféérreenncceess AA,, UUSSTTOO--MMBB)) EEXXAAMMIINNAATTEEUURR

MMrr.. AARRIISS AAbbddeellkkaaddeerr

((MMaaîîttrree ddee CCoonnfféérreenncceess AA,, EENNPP--OOrraann)) EEXXAAMMIINNAATTEEUURR

LLaabboorraattooiirree CCaarrbbuurraannttss,, ggaazzeeuuxx eett eennvviirroonnnneemmeenntt

ETUDE DE L’EFFET DES VARIATIONS DE

VOLUME SUR LE DIAGRAMME INDICATEUR DU

MCIA (MACHINE A COMBUSTION INTERNE

ALTERNATIVE)

Remerciements

Je tiens à exprimer mes vifs remerciements à Monsieur NNEEMMDDIILLII AAllii ;; llee

PPrrééssiiddeenntt,, PPrrooffeesssseeuurr àà UUSSTTOO,, àà qquuii jjee ddooiiss éénnoorrmméémmeenntt ddee rreessppeecctt..

JJee rreemmeerrcciiee ééggaalleemmeenntt DDoocctteeuurr BBEENNZZEEGGUUIIRR RReeddoouuaannee,, DDoocctteeuurr

MMAANNSSOOUURR CChheeiikkhh eett DDoocctteeuurr AARRIISS AAbbddeellkkaaddeerr ppoouurr ll’’hhoonnnneeuurr qquu’’iillss mmee

ffoonntt eenn aacccceeppttaanntt dd’’éévvaalluueerr ccee ttrraavvaaiill eett dd’’aavvooiirr aacccceeppttéé ddee ffaaiirree ppaarrttiiee dduu jjuurryy ddee

ccee mméémmooiirree..

J’adresse toute ma reconnaissance aauu DDoocctteeuurr BBEENNAABBDDAALLLLAAHH

TTaawwffiikk, non seulement pour m’avoir proposé ce mémoire, maaiiss ééggaalleemmeenntt ppoouurr

ll’’aavvooiirr ddiirriiggéé aavveecc rriigguueeuurr eett eexxiiggeennccee,, eett oorriieennttéé aavveecc ssaaggeessssee.. JJee lluuii eexxpprriimmee

ttoouuttee mmoonn aaddmmiirraattiioonn ppoouurr sseess ccoonnnnaaiissssaanncceess sscciieennttiiffiiqquueess qquuii oonntt eennrriicchhii mmeess

ttrraavvaauuxx ddee rreecchheerrcchhee..

Dédicace

A mes ttrrèèss cchheerrss Parents : lumière de mes jours,

AA mmoonn ttrrèèss cchheerr ccoonnjjooiinntt KKaaddaa,,

AA nnoottrree aannggeeOOmmaarr,,

AA mmeess ttrrèèss cchheerrss SSœœuurrss eett ffrrèèrreess,,

AA ttoouuttee mmaa ffaammiillllee eett mmeess bbeeaauuxx ppaarreennttss,,

A tous ceux qui combattent pour défendre une fin noble : puisse

Dieu le tout Puissant venir à leur aide. Amène.

Grand merci à tous

Mme BOUTOUIL Fatima Zohra

SOMMAIRE

Introduction………………………………………………………………………………..

CHAPITRE I Conversion d’énergie calorifique en énergie

mécanique…….....................................................................................................................

1. 1 Etude du cycle……………………………………………………………....................

1. 1. 1 Définition…………………………………………………………………………

1. 1. 2 Diagramme théorique……………………………………………….....................

1. 2 Les cycles à quatre temps et à deux temps……………………………….....................

1. 2. 1 Le cycle à quatre temps……………………………………………......................

1. 2. 2 Le cycle à deux temps……………………………………………….....................

1. 3 Le moteur à allumage commandé…………………………………………...................

1. 3. 1 Cycle théorique du moteur à allumage commandé………………….....................

1. 3. 1. 1 Calcul du rendement thermodynamique théorique 𝜂……….....................

1. 3. 1. 2 Calcul de la pression moyenne indiquée pmi………………......................

1. 3. 2 Cycle pratique………………………………………………………......................

1. 3. 3 Diagramme pratique réel………………………………………………………….

1. 3. 4 Epure circulaire………………………………………………………....................

1. 3. 5 Amélioration du rendement……………………………………………………….

1. 4 Le moteur à allumage par compression (Diesel)……………………………………….

1. 4. 1 Cycle théorique………………………………………………………...................

1. 4. 1. 1 Calcul du rendement thermodynamique théorique………….....................

1. 4. 1. 2 Calcul de la pression moyenne indiquée (pmi)………………...................

1. 4. 2 Cycle Diesel pratique…………………………………………………………….

1. 5 Le moteur à deux temps………………………………………………….....................

1. 5. 1 Le moteur à deux temps à allumage commandé…………………………………

1. 5. 1. 1 principe de fonctionnement………………………………………………

1. 5. 1. 2 Cycle théorique…………………………………………….....................

1. 5. 1. 3 Cycle pratique……………………………………………………………

1. 5. 2 Le moteur Diesel à deux temps……………………………………….................

1. 5. 2. 1 Principe de fonctionnement……………………………………………..

1. 6 Paramètres énergétiques des moteurs à combustion interne……………….................

1. 6. 1 puissance d’un moteur…………………………………………………………..

1. 6. 1. 1 Puissance fiscale ou Puissance administrative…………………………..

1. 6. 1. 2 Puissance réelle……………………………………………….................

1. 6. 1. 3 Puissance théorique 𝑃𝑡ℎ…………………………………………………

1. 6. 1. 4 Puissance indiquée Pi……………………………………………………

1. 6. 1. 5 Puissance spécifique ou Puissance au litre…………………....................

1. 6. 2 Rendement d’un moteur……………………………………………....................

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1. 6. 2. 1 Rendement global 𝜂𝑔…………………………………………...................

1. 6. 2. 2 Rendements partiels…………………………………………......................

1. 7 Courbes caractéristiques des moteurs à combustion interne………………...................

1. 7. 1 Courbes de puissance et de couple…………………………………......................

1. 7. 2 Courbe de consommation spécifique Cs………………………….........................

CHAPITRE II Généralités sur les moteurs ……………………………….....................

2. 1 Petit historique du moteur ………………………………………………... …………..

2. 2 Généralités sur les moteurs thermiques ………………………………….....................

2. 3 Autres types de moteurs thermiques …………………………………………………..

2. 3. 1 Le moteur rotatif Wankel ……………………………………………...................

2. 3. 2 La turbine à gaz ……………………………………………………......................

2. 3. 3 Le moteur Stirling ………………………………………………………………..

2. 3. 4 Le moteur à vapeur ………………………………………………………………

2. 4 Fonctionnement du moteur ……………………………………………………………

2. 5 Caractéristiques des moteurs …………………………………………….....................

2. 6 Architecture d'un moteur ………………………………………………………………

2. 6. 1 Partie fixe ……………………………………………………………...................

2. 6. 1. 1 Bloc moteur ………………………………………………………………

2. 6. 1. 2 Cylindre ……………………………………………………......................

2. 6. 1. 3 Joint de culasse ……………………………………………………………

2. 6. 1. 4 Culasse ……………………………………………………….....................

2. 6. 1. 5 Carter inférieur ……………………………………………………………

2. 6. 2 Partie mobile …………………………………………………………………….

2. 6. 2. 1 Le piston …………………………………………………………………

2. 6. 2. 1. 1 Rôle ………………………………………………………....................

2. 6. 2. 1. 2 Forme ………………………………………………………………….

2. 6. 2. 1. 3 Matière …………………………………………………………………

2. 6. 2. 1. 4 Les segments ………………………………………………..................

2. 6. 2. 1. 5 L’axe de piston …………………………………………………………

2. 6. 2. 2 Soupapes …………………………………………………………………

2. 6. 2. 3 La bielle ………………………………………………………..................

2. 6. 2. 3. 1 Le pied de bielle ……………………………………..................

2. 6. 2. 3. 2 Le corps de bielle …………………………………....................

2. 6. 2. 3. 3 La tête de bielle …………………………………………………

2. 6. 2. 3. 4 Matériaux utilisés …………………………………....................

2. 6. 2. 4 Le vilebrequin …………………………………………………………….

2. 6. 2. 4. 1 Structure du vilebrequin …………………………….................

2. 6. 2. 4. 2 Caractéristiques ……………………………………....................

2. 6. 2. 4. 3 Matière ………………………………………………………….

2. 6. 2. 5 Volant moteur …………………………………………………..................

2. 6. 2. 5. 1 Rôle …………………………………………………..................

2. 6. 2. 5. 2 Montage …………………………………………………………

2. 7 Généralités sur les moteurs à combustion interne ……………………….....................

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2. 7. 1 Définition ……………………………………………………………...................

2. 7. 2 Classification des moteurs à combustion interne…………………………………

2. 7. 3 Comparaison entre les moteurs à 4 temps et à 2 temps………………...................

2. 7. 4 Fonctionnement d’un moteur à quatre temps ……………………….....................

2. 8 Les moteurs à combustion interne à piston à mouvement alternatif………..................

2. 8. 1 Classification des moteurs à combustion interne à piston ………….....................

2. 8. 1. 1 Le moteur à allumage commandé (ou moteur à explosion)………………

2. 8. 1. 2. Le moteur à allumage par compression (ou moteur Diesel)……………..

2. 8. 2 Comparaison entre les moteurs à essence et Diesel …………………………….

2. 9 Le moteur Diesel rapide …………………………………………………....................

2. 10 Critique du moteur Diesel ……………………………………………………………

2. 11 Le moteur à deux temps …………………………………………………..................

2. 11. 1 Classification des moteurs à deux temps……………………………………….

2. 11. 1. 1 Le moteur à deux temps à allumage commandé ……………………..

2. 11. 1. 1. 1 Critique du moteur deux temps à allumage

commandé …………………………………………………………………….....................

2. 11. 1. 2 Le moteur Diesel à deux temps ………………………………………

2. 11. 1. 2. 1 Critique du Diesel deux temps ………………...................

2. 11. 1. 3 Le moteur semi – Diesel…………………………………...................

CHAPITRE III Diagramme p – V ...................................................................................

3. 1 Introduction ………………………………………………………………. ………….

3. 2 Traitement des fichiers de pression ……………………………………………………

3. 2. 1 Traduction des fichiers binaires …………………………………….....................

3. 2. 2 Obtention du cycle moyenné ……………………………………….....................

3. 2. 3 Filtrage du signal moyenné …………………………………………....................

3. 2. 3. 1 Transformée Rapide de Fourier ……………………………………………….

3. 2. 4 Références du fichier de pression ………………………………………………..

CHAPITRE IV Détermination du volume instantané ……………………....................

4. 1 Calcul du volume instantané dans le cylindre ………………………….......................

4. 1. 1 Modèle simple pour le calcul de Déformations Mécaniques …………............

CHAPITRE V Résultats obtenus ……………………………………………..................

5. 1 Calcul du volume théorique v(α)………………………………………………………

5. 1. 1 Calcul du volume de la chambre de combustion 𝑉𝑐𝑐…………………………....

5. 2 Evolution du volume instantané en fonction de l’angle de rotation du vilebrequin……

5. 3 Calcul des déformations mécaniques ∆𝑦 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 …………………………………………

5. 3. 1 Déformation mécanique dûes aux forces de pression ∆𝑦 𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 (𝛼)…………..

5. 3. 2 Déformations mécaniques dues aux forces d’inertie ∆𝑦 𝑖𝑛𝑒𝑟𝑡𝑖𝑒 (𝛼) ……………

5. 3. 3 Calcul de la déformation totale …………………………………………………

5. 4 Calcul du volume dû aux forces de pression et d’inertie ………………………………

5. 5 Calcul du volume réel 𝑣𝑟é𝑒𝑙 (𝛼) ……………………………………………………….

5. 6 Evolution de volume théorique et réel dû aux forces de pression et d’inertie en

fonction de l’angle de rotation du vilebrequin………………………………………………

5. 7 Evolution de la pression en fonction de l’angle de rotation du vilebrequin …………...

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5. 8 Evolution de la pression en fonction de volume réel…………………………………...

Conclusion …………………………………………………………………………………

144

146

Bibliographie

Résumé

Ce travail de mémoire, a pour but d’étudier les variations de volume et son influence

sur le diagramme P, V. pour cela on a recueillit des données expérimentales obtenues dans un

laboratoire spécialisé à l’étranger et a judicieusement exploité ces données en faisant

apparaitre la variation de volume, qui devient ainsi prouvée.

Cette étude, nous a conduit à s’intéresser en premier lieu, à la thermodynamique par

rappeler les cycles à quatre temps et à deux temps, les deux principaux types de moteurs : le

moteur à allumage commandé et le moteur à allumage par compression ainsi que le moteur à

deux temps. On a parlé aussi des paramètres énergétiques des moteurs à combustion interne

et ses courbes caractéristiques.

En second lieu on l’a consacrée à un petit historique du moteur, des généralités sur les

moteurs thermiques et aussi la technologie du moteur.

Par ailleurs, le chapitre 3, se préoccupe du diagramme indicateur pression en fonction

du volume, il décrit ses différents aspects et traite de son obtention expérimentale.

Le chapitre suivant détermine le calcul du volume instantané dans le cylindre se qui

permet d’aborder le dernier chapitre qui est consacré pour les résultats obtenus de manière à

présenter une estimation réaliste des variations de volume et surtout son impact sur le

diagramme P, V.

La conclusion montre que le volume instantané théorique est loin de refléter les

résultats.

Il faut donc corriger tous les calculs d’un moteur en prenant en compte la valeur

instantanée réelle au lieu de théorique.

Les résultats obtenus sont en accord avec les pressions, mais demeurent le fruit de

calculs nécessitant une vérification expérimentale.

Abstract:

This work of memory, is to study the variations in volume and its influence on the

diagram P , V. Why we collected experimental data obtained in a specialized laboratory

abroad and judiciously exploited these data by appear volume change, which becomes thus

proven.

This study has led us to focus first, thermodynamics by recalling the four cycles and

two- time, two major types of engines: ignition engine and compression ignition engine and

the two stroke engine. We also talked about the energy parameters of internal combustion

engines and its characteristic curves.

Secondly it was devoted to a brief history of the engine, general internal combustion

engines as well as engine technology.

In addition, Chapter 3 is concerned with the indicator diagram pressure versus volume,

he describes various aspects and discusses its experimental variety.

The following section determines the calculation of the instantaneous in the cylinder

which can address the last chapter is devoted to the results in order to present a realistic

estimate of volume changes and especially its impact on the diagram P, V.

The conclusion shows that the theoretical volume snapshot does not reflect the results.

It must correct all calculations of an engine, taking into account the actual

instantaneous value instead of theoretical.

The results obtained are in accordance with the pressure, but still the results of

calculations require experimental verification.

: خص

زا خؼا اثااخ P,V. زا اؼ ازاوشج، دساسح اتغشاخ ف احد تأثشا ػى اشس اثا

. اتدشثح ات ت احصي ػا ف اختثشاخ اتخصصح ف اخاسج

. إ شتغاي احشن ضغطہ:لذ سوزا أال ػ اذاىا احشاسح تتزوش أاع أستؼح سئسح احشکاخ

. تحذثا أضا حي اطالح حشواخ االحتشاق اذاخ احاخ ازج

. ثاا خصص ز اٲلطشحح تاسخا خزا حشن، حشواخ االحتشاق اذاخ اؼا وزه تمح احشن

تاإلضافح إى ره، افص اثاث شوز ػی اشس اثا ضغظ احد صف اداة اختفح الش

.اتغشاخ اتدشثح

حذد امس اتا حساب احد احظ ف االسطاح ات ى أ ؼاح خصص افص األخش تائح

p,vاشس اثا أخ تمذ تمذشاخ الؼح اتغشاخ ف احد خاصح تأثشا ػى

زا دة تصحح و احساتاخ حشن ، غ األخز تؼ االػتثاس امح احظح ستتح أ احد اظشي ال ؼىس اتائح

. تذال اظشح

. اتائح ات ت احصي ػا فما ضغظ ، ى ال تزاي تدح احساتاخ تتطة اتحمك اتدشث

Notations latines

𝐶 couple N.m

𝐶𝑕 consommation horaire de carburant Kg de

carburant/h

𝐶𝑝 Chaleur massique à pression constante kcal/kg.K

𝐶𝑠 consommation spécifique (effective) Kg de

carburant

𝐶𝑣 Chaleur massique à volume constant kcal/kg.K

d décentrement

𝐷 Alésage du cylindre cm

𝐷𝑏𝑜𝑢𝑙𝑜𝑛 𝑚𝑚

E Module de Young

Eacier Module d’élasticité de l’acier N/m2

F fermé

L longueur de la bielle

Course du piston

Taux de dilatation

cm

𝑎 𝛼 accélération 𝑚 𝑠2

m s2

AA avance à l’allumage

AOA l’avance à l’ouverture de l’admission

F

force daN

hc Hauteur de la tête du piston. m

𝑘 Coefficient numérique dépendant du nombre de cylindres

O ouvert

𝑝𝐶𝐼 pouvoir calorifique inférieur du carburant utilisé kcal/kg

𝑃𝑒𝑓𝑓 Puissance effective développée Ch ou

kW

pm pression moyenne bar

PMH point mort haut

PMB point mort bas

𝑄1 chaleur apportée par la source chaude kcal/kg.K

𝑄2 chaleur cédée à la source froide kcal/kg.K

𝑟𝑐 taux de compression

𝑇1 ,𝑇2, 𝑇3 et 𝑇4 températures absolues du gaz correspondant respectivement aux

états 1, 2, 3 et 4

K

𝑉𝑕 cylindrée unitaire

𝑛 Nombre de cylindres du moteur

𝑁 Vitesse de rotation tr/mn

𝑝1 pression absolue initiale pression d’aspiration bar

RFA retard à la fermeture de l’admission

RFE retard à la fermeture de l’échappement

S, s surface 𝑚2

𝑉 Volume mort 𝑚3

Vu volume unitaire 𝑚3

𝑊 travail indiqué J

Wi travail indiqué J

𝑦 𝛼 position instantanée du piston m

Lettres grecques

angle de rotation du vilebrequin

angle de la bielle

𝛾 chaleurs massiques du fluide

𝜂 rendement thermodynamique théorique

𝜂𝑐𝑜𝑚 Rendement de combustion

𝜂𝑐𝑦𝑐𝑙𝑒 Rendement de cycle

𝜂𝑔 Rendement global

𝜂𝑖 Rendement indiqué

𝜌 rapport volumétrique de compression

Aluminium Densité de l’aluminium fondu kg/m3

c Densité de la charge au cylindre kg/m3

𝜔 Nombre de tours par seconde

𝜔 vitesse angulaire rd/s

𝜔 vitesse angulaire 1/s

Coefficient de compressibilité

INTRODUCTION

1

Le moteur thermique est très mêlé à notre vie quotidienne et pratiquement chacun

de nous connaît très bien son fonctionnement.

Le moteur fait appel à de nombreux domaines : mécanique, thermique, fluidique,

chimique et technologique [1].

Ce mémoire s’agit de procéder à la réalisation d’un diagramme indicateur d’une

machine à combustion interne alternative le plus près de la réalité.

Un diagramme fiable est basé sur une mesure fiable d’où l’importance de

l’acquisition des données durant les conditions de fonctionnement.

Aussi, le couple Pression et Volume doivent entre mesurés simultanément.

La pression souffre d’un problème d’acquisition à haute vitesse et décalage en

raison de l’utilisation d’un capteur piézoélectrique.

La mesure du volume dépend des moyens de calage en PMB ou PMH, néanmoins,

le volume réel reste tributaire des forces d’inertie des gaz et de flambage etc.

Le mémoire propose donc d’étudier l’effet de ces variations de volume sur le

diagramme p,v et de le corriger le cas échéant.

Ce travail traitera aussi des caractéristiques de fonctionnement et des techniques de

mesures en vue de chiffrer les performances des moteurs à combustion interne

ultérieurement.

La structure de ce mémoire est constituée de cinq principaux chapitres.

Dans le premier chapitre, nous le consacrerons pour la conversion d’énergie

calorifique en énergie mécanique.

Dans le second, nous présenterons des généralités sur les moteurs.

Le chapitre suivant nous étudierons le diagramme pression – volume.

Ensuite, dans le quatrième chapitre, il comportera une détermination du volume

instantané.

INTRODUCTION

2

Le dernier chapitre, nous présenterons les résultats obtenus. Les résultats seront

présentés et discutés.

CHAPITRE I CONVERSION D’ENERGIE CALORIFIQUE EN ENERGIE MECANIQUE

3

1. 1 Etude du cycle :

1. 1. 1 Définition :

C’est l’ensemble des opérations qui se succèdent dans le moteur, avant qu’il

ne se retrouve dans les conditions de départ.

Le cycle à quatre temps a été imaginé par l’ingénieur Beau de Rochas en 1862.

Le premier temps correspond à l’admission,

Le second à la compression et l’allumage,

Le troisième l’inflammation, combustion et détente, c’est le temps moteur,

Le quatrième à l’échappement des gaz brûlés.

Nous savons que chaque temps correspond à une course du piston soit à un

demi – tour du vilebrequin en théorie [1].

Figure 1. 1 Les opérations qui se succèdent dans le moteur [2]

1. 1. 2 Diagramme théorique :

On représente le cycle à l’aide d’un graphe en coordonnées rectangulaires,

avec en abscisse le volume occupé est en ordonnée la pression correspondante (figure

1. 2) [1].


4

Figure 1. 2 Diagramme théorique [3]

La phase importante du cycle est une compression. En rappelant que si les

parois étaient parfaitement isolées thermiquement la compression serait adiabatique

(sans échange thermique avec l’extérieur).

Si au contraire les parois étaient infiniment conductrices, la compression serait

isotherme. Cas ou 𝑃𝑉 = 𝐶𝑡𝑒 loi de Mariotte.

En réalité la compression est dite polytropique [1].

1. 2 Les cycles à quatre temps et à deux temps :

On appelle cycle, l’évolution en pression et en température de la masse

gazeuse à l’intérieur d’un cylindre de moteur thermique. Le renouvellement de la

masse gazeuse s’effectue tous les deux tours de vilebrequin dans le cycle à quatre

temps et à chaque tour dans le cycle à deux temps [4].

1. 2. 1 Le cycle à quatre temps :

Pour un moteur à allumage par compression, l’injection de combustible est

faite dans le cylindre vers la fin de la phase de compression de l’air dont la

température atteinte permet l’inflammation spontanée du combustible [4].


5

1er

temps : admission du mélange carburé dans le cylindre

2ème

temps : compression et explosion commandée (avec avance à l’allumage

pour tenir compte des délais d’inflammation et durée de combustion)

3ème

temps : détente des gaz brûlés

4ème

temps : échappement des gaz brûlés dans l’atmosphère.

1. 2. 2 Le cycle à deux temps :

La figure (1. 3) illustre les différentes phases de fonctionnement d’un moteur à

deux temps à allumage commandé [4].

Figure 1. 3 Cycle à deux temps (allumage commandé) [4]

Le cycle à deux temps comporte les quatre phases du cycle à quatre temps

mais à la différence de ce dernier qui se reproduit tous les deux tours, le cycle à deux

temps s’effectue en un tour de vilebrequin. Les phases d’admission et d’échappement

de la masse gazeuse ont lieu très rapidement et presque simultanément entre la fin de

la détente et le début de la compression. A la différence du cycle à quatre temps, les

phases d’admission et d’échappement ne sont pas toujours directement engendrées par

le mouvement du piston et nécessitent dans certains cas l’apport d’une soufflante de

balayage (compresseur d’air du type Roots).

1er

temps est celui de la compression (avec admission d’air parallèle dans le

carter) suivie de l’explosion,


6

2ème

temps est celui de la détente [4].

Remarques [4]:

L’échappement et l’admission, au lieu de durer un tour de vilebrequin, sont

réalisés simultanément autour du point mort bas, les orifices d’échappement et

d’admission restant ouverts pendant une période commune,

Le système deux temps présente l’avantage d’un fonctionnement plus simple

et d’une puissance double pour une cylindrée et une vitesse de rotation

données.

1. 3 Le moteur à allumage commandé:

1. 3. 1 Cycle théorique du moteur à allumage commandé:

C’est le cycle avec apport de chaleur à volume constant ou cycle Beau de

Rochas. Ce cycle est caractérisé par l’évolution d’une masse gazeuse m que l’on

assimile, en première approximation, à un gaz parfait évoluant entre deux

adiabatiques et deux isochores. Dans le tracé du cycle théorique, il est fait abstraction

de divers éléments, tels que les échanges de chaleur avec les parois durant la

combustion qui sont inévitables, la vitesse de l’explosion qui n’est pas instantanée et

le remplissage du cylindre qui n’est jamais complet suite aux pertes de charge à

l’admission.

En admettant que la soupape d’admission s’ouvre au PMH et la soupape

d’échappement au PMB, que l’allumage du mélange gazeux ait lieu au PMH et que la

combustion soit instantanée, que la pression atmosphérique règne dans le cylindre

pendant toute la période d’ouverture des soupapes, le cycle théorique du moteur à

allumage commandé sera le suivant [4]:

Premier temps : admission

La soupape d’admission s’ouvre et le piston, se déplaçant du PMH vers le

PMB, aspire le mélange gazeux air – essence provenant du carburateur. Cette

évolution à lieu à la pression atmosphérique et est représentée sur le diagramme par

un segment de droite AB.


7

Figure 1. 4 Cycle théorique du moteur à allumage commandé

Premier temps : admission [4]

Deuxième temps : compression

La soupape d’admission se ferme, le piston remonte du PMB au PMH et

comprime adiabatiquement les gaz jusqu’à une pression absolue qui est fonction du

taux de compression 𝜌. Cette évolution se traduit sur le diagramme par la courbe BC.


Deuxième temps : compression [4]

Troisième temps : explosion – détente

Lorsque le piston atteint le PMH, l’étincelle se produit et enflamme les gaz. La

pression augmente brusquement sans que le piston n’ait eu le temps de se déplacer.


8

Cette évolution se fait à volume constant et se traduit gratuitement par un segment de

droite verticale CD. Puis le piston est chassé avec force vers le PMB. Il en résulte une

détente des gaz brûlés, marquée sur le diagramme par la courbe DE. C’est le temps

moteur pendant lequel la pression diminue progressivement puisque le volume

augmente. A ce stade, les gaz sont encore à une pression supérieure à la pression

atmosphérique.


Troisième temps : explosion - détente [4]

Quatrième temps : échappement

Lorsque le piston est au PMB, la soupape d’échappement s’ouvre et les gaz

commencent à s’écouler vers l’extérieur pendant que la pression dans le cylindre

s’égalise à la pression atmosphérique. Graphiquement, cette évolution se traduit par la

droite verticale EB. Puis le piston remonte du PMB au PMH et chasse les gaz brûlés

restant dans le cylindre (droite BA). Quand le piston arrive au PMH, la soupape

d’échappement se ferme, celle d’admission s’ouvre, et le cycle recommence.


9


Quatrième temps : échappement [4]

Le tableau ci – dessous indique les variations de pression, l’ouverture et

fermeture des soupapes d’admission et d’échappement au cours des quatre temps de

fonctionnement d’un moteur à allumage commandé.


10

Tableau 1. 1 Cycle théorique du moteur à allumage commandé

à quatre temps [4]

1. 3. 1. 1 Calcul du rendement thermodynamique théorique 𝜼:

Figure 1. 8 Cycle théorique du moteur à allumage commandé à quatre temps [4]

Temps Soupapes Variations de Pression Courbes Courses

du piston Admission Echappement

Admission O F Pression invariable est égale

à la pression atmosphérique

Droite

AB

PMH –

PMB

Compression F F La pression augmente

progressivement par suite de

la remontée du piston

Courbe

BC

PMB –

PMH

Explosion

Détente F F

Explosion supposée

instantanée. La pression

augmente brusquement

Droite

CD

PMH –

PMB

La pression diminue

progressivement par suite de

la descente du piston

Courbe

DE

Echappement F O

La pression diminue

brusquement à l’ouverture de

la soupape d’échappement

Droite

EB

PMB -

PMH

La pression est égale à la

pression atmosphérique

Droite

BA


11

Par définition :

𝜂 = 1 − 𝑄2

𝑄1 1. 1

Avec

𝑄1 = 𝑚 𝐶𝑣 𝑇3 − 𝑇2 1. 2

𝑄1: chaleur apportée par la source chaude (> 0)

Et

𝑄2 = 𝑚 𝐶𝑣 𝑇1 − 𝑇4 1. 3

𝑄2: chaleur cédée à la source froide (< 0)

𝑇1 ,𝑇2, 𝑇3 et 𝑇4 : températures absolues du gaz correspondant respectivement aux

états 1, 2, 3 et 4

𝐶𝑣 : Chaleur massique à volume constant

L’équation d’état des gaz parfaits donne les équations suivantes en remarquant que

[4]:

𝑉2 = 𝑉3 et 𝑉1 = 𝑉4 1. 4

𝑝3 − 𝑝2 𝑉2 = 𝑚

𝑀 𝑅 𝑇3 − 𝑇2 1. 5

Et

𝑝4 − 𝑝1 𝑉1 = 𝑚

𝑀 𝑅 𝑇4 − 𝑇1 1. 6

D’où

𝜂 = 1 − 𝑉1

𝑉2 𝑝4− 𝑝1

𝑝3− 𝑝2 1. 7

Or

𝑝2

𝑝1=

𝑝3

𝑝4=

𝑉1

𝑉2 𝛾

1. 8


12

En posant

𝜌 = 𝑉1

𝑉2 1. 9

On obtient finalement :

𝜂 = 1 − 1

𝜌𝛾−1 1. 10

Le rendement thermodynamique du cycle Beau de Rochas est donc fonction

du rapport des chaleurs massiques 𝛾 du fluide évoluant et du rapport volumétrique de

compression 𝜌 [4].

1. 3. 1. 2 Calcul de la pression moyenne indiquée pmi:

Le travail effectué par la masse gazeuse m au cours du cycle est représenté par

la surface hachurée dont l’aire est égale à 𝑝 𝑑𝑉 ; voir (figure 1. 8).

Ce travail est égal par ailleurs au produit de la différence de volume 𝑉1 − 𝑉2 et

de la pression moyenne pmi, de sorte que [4]:

𝑝𝑚𝑖 𝑉1 − 𝑉2 = 𝑝 𝑑𝑉 1. 11

Sur les adiabatiques, on peut écrire :

𝑝 𝑑𝑉 = 𝑝𝑖 𝑉𝑖 − 𝑝𝑓𝑉𝑓

𝛾−1

𝑓

𝑖 1. 12

On en déduit :

𝑝 𝑑𝑉 =𝑝1 𝑉1− 𝑝2𝑉2

𝛾−1

2

1= −

1

𝛾−1 𝑝1 𝑉1

𝑉1

𝑉2 𝛾−1

− 1 1. 13

𝑝 𝑑𝑉 =𝑝3 𝑉3− 𝑝4𝑉4

𝛾−1

4

3=

1

𝛾−1 𝑝4 𝑉4

𝑉1

𝑉2 𝛾−1

− 1 1. 14

Le travail sur les isochores étant nul, et compte tenu de:

𝑝2

𝑝1=

𝑉1

𝑉2 𝛾 1. 15


13

On obtient

𝑝 𝑑𝑉 = 1

𝛾−1 𝑝4 𝑉4 − 𝑝1 𝑉1

𝑉1

𝑉2 𝛾−1

− 1

= 𝑉1

𝛾−1 𝑝1

𝑝4

𝑝1−

1 𝑉1𝑉2𝛾−1− 1= 𝑉1𝛾−1 𝑝1 𝑝3𝑝2− 1𝜌𝛾−1− 1 1. 16

D’où

𝑝𝑚𝑖 = 1

𝛾−1

𝜌

𝜌−1 𝑝1

𝑝3

𝑝2− 1 𝜌𝛾−1 − 1 1. 17

La pression moyenne indiquée du cycle Beau de Rochas est donc fonction de

quatre paramètres [4]:

Du rapport des chaleurs massiques du fluide évoluant 𝛾

Du rapport des volumes extrêmes d’évolution 𝜌

De la pression absolue initiale 𝑝1

Du rapport des pressions de fin de combustion et de fin de compression 𝑝3

𝑝2

On constate que toute augmentation de la pression d’aspiration 𝑝1, du rapport

volumétrique 𝜌, du rapport des pressions de fin de combustion 𝑝3

𝑝2 entraîne une

évolution de la pression moyenne indiquée. Cette remarque donne une première idée

de l’intérêt que présente la suralimentation et l’accroissement du rapport volumétrique

𝜌 du point de vue de l’augmentation du rendement thermodynamique et de la pression

moyenne.

1. 3. 2 Cycle pratique:

Les hypothèses formulées initialement ne sont pas réalisées en pratique. En

effet, le cycle théorique fait abstraction d’éléments très importants qui sont

déterminants dans le fonctionnement d’un moteur.

L’échange de chaleur qui se produit entre les gaz contenus dans le cylindre et

l’extérieur. Cet échange de chaleur, impossible à supprimer entraine des

variations de pression à l’intérieur du cylindre.


14

La résistance au passage des gaz créée par les organes de carburation et de

distribution. Le cylindre ne se remplit pas entièrement, surtout aux grandes

vitesses de rotation.

Les équilibres de pression entre le cylindre et l’atmosphère, lors de

l’admission et de l’échappement, ne s’établissent pas instantanément et ces

deux opérations ne se font pas à la pression atmosphérique.

L’explosion n’est pas instantanée : c’est en réalité une combustion très rapide

mais une combustion qui dure quand même pendant une fraction appréciable

de la course du piston.

Pour un moteur tournant à 3000 t/mn (50 t/s), une explosion durant 1/300S

correspond à une rotation de vilebrequin de 60°.

Pour tenir compte de tous ces éléments, on a été amené à modifier d’une part,

les points d’ouverture et de fermeture des soupapes, c’est – à – dire de les ouvrir ou de

les fermer avec une certaine avance ou un certain retard par rapport au réglage

théorique ; d’autre part, on fait jaillir l’étincelle avant que le piston ait atteint le

PMH ; celà permet aux gaz de brûler complètement dans le cylindre.

En conséquence, le cycle pratique à quatre temps du moteur à allumage

commandé sera le suivant [4]:

Premier temps: Admission

Au cours de cette opération, il s’agit de remplir au maximum le cylindre de

gaz frais, ce qui entraine une durée d’ouverture de la soupape d’admission la plus

longue possible.

Logiquement, on serait donc amené à ouvrir la soupape d’admission le plus tôt

possible et la fermer le plus tard possible.

C’est ce réglage qui est employé dans les moteurs modernes à vitesse de

rotation élevée, pour permettre un remplissage correct.

On fait ouvrir la soupape d’admission avant que le piston ait atteint le PMH.

C’est ce qu’on appelle l’avance à l’ouverture de l’admission « AOA ».


15

Pendant la course du piston entre l’ouverture de la soupape d’admission et le

PMH et même un court instant après le PMH, la soupape d’échappement est encore

ouverte : les gaz brûlés, provenant du temps échappement du cycle précédent, sont

encore à une pression supérieure à la pression atmosphérique et s’échappent avec une

grande vitesse contribuant à l’aspiration des gaz frais. Jusqu’au PMH, la pression

continue à diminuer en demeurant toutefois toujours supérieure à la pression

atmosphérique. Ce n’est qu’après le passage au PMH que l’équilibre s’établira et par

suite de la dépression créée par le piston, que la pression deviendra inférieure à la

pression atmosphérique. Le piston continuant à descendre, sa vitesse linéaire

commence à augmenter progressivement, passe par un maximum puis diminue.

Parallèlement, la dépression devient de plus en plus forte puis diminue

progressivement en même temps que la vitesse du piston lorsqu’il se rapproche du

PMB.

Au PMB, la dépression se fait encore sentir et les gaz aspirés à grande vitesse

continuent à affluer à l’intérieur du cylindre. Il y a donc intérêt à regarder la fermeture

de la soupape d’admission et à laisser passer les gaz pendant une fraction de la course

ascendante du piston.

Le piston, après être passé au PMB, commence sa course ascendante. On

ferme la soupape d’admission lorsque la vitesse des gaz est redevenue voisine de zéro.

C’est le retard à la fermeture de l’admission RFA.

Pendant la course d’admission le cylindre reste en dépression, ce qui se traduit

sur le diagramme par une courbe en dessous de la pression atmosphérique. Le taux de

remplissage, rapport entre le poids du gaz admis effectivement et le poids théorique

est de l’ordre de 0.9 ; il peut s’abaisser à 0.6 aux grandes vitesses de rotation.


16

Figure 1. 9 Cycle pratique à quatre temps du moteur à allumage commandé

Premier temps: Admission [4]

Deuxième temps : compression

Les deux soupapes étant fermées, le piston continue sa course ascendante

jusqu’à une position située un peu avant le PMH en comprimant les gaz. La pression

va augmenter progressivement d’une façon à peu près régulière et se traduira sur le

diagramme par une courbe restant en dessous de la courbe théorique puisqu’on part

d’une pression plus basse que la pression atmosphérique.

Troisième temps : Explosion et détente

Avant que le piston n’atteigne le PMH, on enflamme les gaz qui commencent

à brûler et font monter rapidement la pression. En effet l’explosion n’étant pas un

phénomène instantané, si l’on faisait éclater l’étincelle au PMH, la combustion des

gaz ne serait terminée que lorsque le piston serait descendu d’une fraction importante

de sa course de détente.

La pression maximale obtenue serait donc réduite et il aurait perte de

puissance pour le moteur. C’est pourquoi l’allumage est provoqué toujours avant le

PMH ; c’est ce qu’on appelle l’avance à l’allumage AA. Cette avance tient compte de

la durée qui s’écoule entre le déclenchement du système d’allumage et l’apparition de

l’étincelle, et surtout de la durée de la combustion (1/4 à 1/5 de tour de vilebrequin).


17

En étalant la combustion de part et d’autre du P. M. H. on peut profiter davantage de

la haute pression des gaz brûlés.

L’avance à l’allumage permet donc d’augmenter la puissance du moteur. Il y

aurait donc intérêt à donner le maximum d’avance.

Cependant, cette avance correspond pratiquement à la fin de la course

ascendante du piston, et l’effort exercé par l’explosion sur le piston qui se trouve alors

situé avant le PMH est dirigé en sens contraire de son mouvement et une partie du

travail serait négative. Pour que cet effort inverse soit acceptable, on est limité dans le

maximum à donner à l’avance. Il s’agit d’un compromis et quand un moteur a trop

d’avance à l’allumage, il se produit un bruit caractéristique que l’on nomme le

« cliquetis ». L’avance optima sera donc théoriquement la plus grande avance qui ne

fasse pas cliqueter le moteur. Cependant, la vitesse de combustion est fonction du

régime du moteur et un certain nombre d’éléments interviennent pour la modifier

considérablement dont principalement:

La chaleur : plus un moteur tourne vite, plus la chaleur dégagée est

importante, et un mélange gazeux brûle d’autant plus vite que sa température

est plus élevée.

La turbulence : le piston, par ses mouvements alternatifs dans le cylindre, crée

des tourbillons dans la masse gazeuse. Plus le moteur tourne vite, plus les

tourbillons sont violents et plus le mélange est homogène.

Il est prouvé que la combustion se propage d’autant plus vite dans un mélange

gazeux que celui – ci est animé de mouvements plus rapides.

L’action de ces éléments sur l’avance à l’allumage ne peut être déterminée

exactement par la théorie. Seule l’expérience peut permettre de fixer avec exactitude

la loi de variation de l’avance à l’allumage.

Le piston, après avoir atteint le PMH, commence sa course descendante et la

combustion, qui n’est pas encore terminée, continue pendant un certain temps

entrainant une élévation rapide de la pression.


18

A la fin de la combustion, le piston poussé par les gaz qui se détendent

continue sa course descendante. Le volume augmentant dans le cylindre, la pression

diminue progressivement. Avant que le piston n’ait atteint le PMB, on fait ouvrir la

soupape d’échappement. C’est ce qu’on appelle l’avance à l’ouverture d’échappement

AOE. Les actions combinées de la détente et de l’échappement font baisser la

pression plus rapidement jusqu’à ce que le piston ait atteint le PMB.


Troisième temps : Explosion et détente [4]

Quatrième temps : Echappement

La soupape d’échappement s’ouvrant avant le PMB, la première partie de

l’échappement est conjuguée avec la fin de la détente jusqu’au PMB de manière à

obtenir un abaissement assez rapide de la pression. Si l’on n’ouvrait la soupape qu’au

PMB, le piston rencontrerait dans sa course ascendante une résistance importante, car

en fin de détente, la pression des gaz est encore relativement grande.

Après avoir atteint le PMB, le piston remonte dans le cylindre jusqu’au PMH

tout en chassant les gaz brûlés par la soupape d’échappement.

Durant cette phase, la pression diminue progressivement mais reste au –

dessus de la pression atmosphérique bien que le cylindre soit en communication avec

l’atmosphère, car les différentes canalisations d’évacuation opposent une certaine


19

résistance au passage des gaz animés d’une vitesse importante. Au PMH, il reste

encore une certaine quantité de gaz brûlés dans le cylindre. Le piston commence sa

course descendante d’aspiration. La soupape d’échappement reste ouverte un très

court instant jusqu’à ce que la vitesse d’échappement des gaz brûlés soit voisine de

zéro. C’est le retard à la fermeture de l’échappement RFE.


Quatrième temps : Echappement [4]

1. 3. 3 Diagramme pratique réel :

Le tracé du diagramme pratique est très difficile car la grande vitesse de

rotation des moteurs actuels s’oppose à l’emploi des manomètres courants pour la

mesure des pressions, en raison de l’inertie de ces appareils. Les dispositifs

électriques n’ont pas cet inconvénient : l’indicateur photocathodique de Labarthe est

souvent utilisé car il permet l’obtention rapide d’un diagramme continu (figure 1. 12

et1. 13) permettant d’étudier la distribution et l’allumage d’un moteur déterminé et

d’en déceler les anomalies (avances ou retards exagérés ou insuffisants à l’admission,

à l’échappement et à l’allumage). De plus, le diagramme permet de découvrir

éventuellement, sur un moteur à plusieurs cylindres, les défauts de répartition du

mélange carburé.


20

Le diagramme comporte des boucles d’aires inégales S et s décrites en sens

inverses par le point figuratif de l’état de fluide ; on démontre que le travail effectué

par les gaz est égal à la différence des surfaces S et s : il est désigné sous le nom de

travail indiqué. 𝑊 = 𝑆 − 𝑠.

Le réglage d’un moteur a pour objet de rendre la différence (S – s) maxima à

l’allure de régime adoptée [4].

Figure 1. 12 Diagramme pratique réel à quatre temps du

moteur à allumage commandé [4]

1. 3. 4 Epure circulaire:

Sur l’épure circulaire, les avances et les retards sont exprimés en degrés de

rotation du vilebrequin par rapport aux points morts.

Leur valeur est très variable selon la conception et la fabrication des moteurs.

Elle est déterminée par les études de diagrammes relevés au banc d’essai et se situe

dans les limites suivantes [4]:

AOA……0 à 20° (3° pour Renauld 25 et 6° pour Peugeot 305)

RFA……30 à 60° (45° pour Renauld 25 et 38° pour Peugeot 305)

AOE…..35 à 65° (54° pour Renauld 25 et 45° pour Peugeot 305)

RFE……0 à 20° (10° pour Renauld 25 et 1° pour Peugeot 305)

Sur un moteur donné, les avances et retards à l’admission et à l’échappement

sont fixes, une fois réglés en usine après étude et fabrication du moteur. Ils sont

obtenus par la disposition judicieuse des cames sur l’arbre à cames et le calage de ce


21

dernier par rapport au vilebrequin. Par contre, l’avance à l’allumage doit varier avec

le régime, le remplissage du moteur et la qualité du mélange admis [4].

Figure 1. 13 Epure circulaire pratique [3]

1. 3. 5 Amélioration du rendement :

La thermodynamique permet d’étudier les conditions dans lesquelles une

masse donnée d’un mélange carburé peut produire du travail mécanique ; il apparaît

que l’énergie utilisable croît avec le taux de compression.

Le constructeur a donc intérêt à réduire l’espace mort v pour accroître la

compression mais on ne peut pas dépasser impunément certaines valeurs limites car la

température des gaz s’élève rapidement [4].


22

Figure 1. 14 Espace mort v et l’espace entre

PMH et PMB V dans un moteur [4]

Le tableau ci – dessous indique les pressions et les températures de la même

masse gazeuse soumise à des taux de compression allant en croissant.

Gaz frais admis ti = 20°C pi = 1 bar

Compression au taux de 5 ta = 280°C pa = 7 bar

Compression au taux de 7 ta = 305°C pa = 10.5 bar

Compression au taux de 10 ta = 350°C pa = 16 bar

Tableau 1. 2 les pressions et les températures de la même masse gazeuse soumise

à des taux de compression allant en croissant [4]

Comme le mélange air – essence s’enflamme spontanément lorsque sa

température dépasse 330°C environ, un taux de compression excessif pourrait

entraîner l’auto – allumage. En conséquence, les constructeurs adoptent pour les

moteurs courants des taux de compression variant de 7 à 10. Ces valeurs ne sont pas

dépassées que pour certains moteurs spéciaux, destinés principalement aux voitures

de compétition ; la température d’auto – allumage du mélange air – carburant est

relevée aux environs de 400°C par l’addition d’un produit anti – détonant [4].

1. 4 Le moteur à allumage par compression (Diesel) :


23

L’amélioration du rendement thermique par l’augmentation du taux de

compression a conduit à chercher à orienter les perfectionnements vers l’adoption de

taux de compression de plus élevés. Tout en cherchant à éviter l’inflammation

spontanée du mélange combustible pendant la compression.

Cette inflammation spontanée peut être en réalisant la compression séparée de

l’air et du combustible, étant alors injecté dans la chambre de combustion remplie

d’un air qui a été porté par la compression à une température supérieure à la

température d’inflammation du combustible choisi convenablement s’enflamme

immédiatement sans qu’il y ait besoin d’un dispositif d’allumage accessoire. Les

moteurs de ce type sont appelés « moteurs Diesel », du nom de leur inventeur. Ils

permettent l’utilisation de combustibles de qualité inférieure tels que le gasoil, très

visqueux, peu volatil, et relativement bon marché.

L’injection dans le cylindre de la quantité nécessaire de combustible ainsi que

la combustion ne s’effectuent pas instantanément. On règle habituellement l’injection

de façon à ce que la combustion s’effectue à pression sensiblement constante [4].

1. 4. 1 Cycle théorique:

C’est le cycle avec apport de chaleur à pression constante. Composé de deux

adiabatiques, d’une isobare et d’une isochore, le cycle théorique du moteur Diesel à

quatre temps est le suivant [4] :

Premier temps: Admission

Le piston part du PMH et descend vers le PMB ; la soupape d’admission est

ouverte et de l’air seul vient remplir le cylindre. Lorsque le piston atteint le PMB, la

soupape se referme. Cette évolution a lieu à la pression atmosphérique et est

représentée sur le diagramme par le segment de droite AB.


24

Figure 1. 15 Cycle théorique du moteur à allumage par compression (Diesel)

Premier temps : admission [4]

Deuxième temps: Compression

Le piston remonte du PMB au PMH. L’air est comprimé sans que la chaleur

produite ait le temps de s’évacuer (compression adiabatique représentée par la courbe

BC). En fonction du taux de compression du moteur, la température peut atteindre

500°C à 800°C en fin de compression et la pression 20 à 40 bars.


Deuxième temps: Compression [4]


25

Troisième temps: Combustion – Détente

Lorsque le piston atteint le PMH, le combustible est injecté finement

pulvérisé. Comme sa température d’inflammation est voisine de 300 – 350°C, il

s’enflamme spontanément au fur et à mesure qu’il est introduit et brûle pendant une

partie de la course de descente. Ceci maintient la pression à une valeur élevée

sensiblement constante, malgré l’augmentation de volume due à la descente du piston.

C’est la phase de combustion, représentée sur le diagramme par le segment

d’isobare CD.

La combustion terminée, les gaz brûlés commencent à se détendre

adiabatiquement en repoussant le piston vers le PMB (courbe DE). Le vilebrequin

reçoit de l’énergie durant toute cette course : c’est le temps moteur.


Troisième temps: Combustion – Détente [4]

Quatrième temps: Echappement

Quand le piston atteint le PMB, la soupape d’échappement s’ouvre et on

admet, dans l’étude théorique, que la pression dans le cylindre tombe instantanément

à une valeur très voisine de la pression atmosphérique, ce qui revient à admettre que


26

cette chute de pression s’effectue à volume constant comme dans le moteur à

allumage commandé (droite EB). Pendant la dernière course du piston, les gaz brûlés

sont chassés par le piston qui remonte dans le cylindre (droite BA).


Quatrième temps: Echappement [4]

Le tableau ci – dessous indique les variations de pression, l’ouverture et

fermeture des soupapes d’admission et d’échappement au cours des quatre temps de

fonctionnement d’un moteur à allumage par compression (Diesel).


27

Temps

Soupapes

Variations de pression Courbes

Courses

du

piston

Admis

sion

Echappe

ment

Admission O F Pression invariable égale à

la pression atmosphérique

Droite

AB

PMH –

PMB

Compression F F

La pression augmente

progressivement par suite

de la remontée du piston

Courbe

BC

PMB –

PMH

Combustion

Détente F F

Combustion supposée à

pression sensiblement

constante

Droite

CD PMH –

PMB La pression diminue

progressivement par suite

de la descente du piston

Courbe

DE

Echappement F O

La pression diminue

brusquement à l’ouverture

de la soupape

d’échappement

Droite

EB

PMB -

PMH

La pression est égale à la

pression atmosphérique

Droite

BA

Tableau 1. 3 Cycle théorique d’un moteur

à allumage par compression (Diesel) à quatre temps [4]


28

1. 4. 1. 1 Calcul du rendement thermodynamique théorique:


à quatre temps [4]

Par définition, on a [4]:

𝜂 = 1 − 𝑄2

𝑄1 1. 18

Avec

𝑄1 = 𝑚 𝐶𝑝 𝑇3 − 𝑇2 1. 19

𝑄1: chaleur apportée par la source chaude (> 0)

Et

𝑄2 = 𝑚 𝐶𝑣 𝑇1 − 𝑇4 1. 20

𝑄2: chaleur cédée à la source froide (< 0)

𝑇1 ,𝑇2, 𝑇3 et 𝑇4 : températures absolues du gaz correspondant respectivement aux

états 1, 2, 3 et 4

𝐶𝑝 : Chaleur massique à pression constante

𝐶𝑣 : Chaleur massique à volume constant


29

D’où

𝜂 = 1 − 𝐶𝑣 𝑇4− 𝑇1

𝐶𝑝 𝑇3− 𝑇2 = 1 −

1

𝛾 𝑇4− 𝑇1

𝑇3− 𝑇2 = 1 −

1

𝛾 𝑇4

𝑇2 𝑇4 𝑇1 − 1

𝑇3 𝑇2 − 1 1. 21

D’autre part :

𝑇3

𝑇2=

𝑉3

𝑉2;

𝑇1

𝑇2=

𝑉2

𝑉1 𝛾−1

𝑒𝑡 𝑇4

𝑇3=

𝑉3

𝑉1 𝛾−1

1. 22

Or

𝑇4

𝑇1=

𝑇4

𝑇3 𝑇3

𝑇2 𝑇2

𝑇1=

𝑉3

𝑉2 𝛾 1. 23

On en déduit:

𝜂 = 1 − 1

𝛾

𝑉2

𝑉1 𝛾−1

𝑉3 𝑉2 𝛾−1

𝑉3 𝑉2 − 1 1. 24

En posant

𝑉1

𝑉2= 𝜌 𝑒𝑡

𝑉1

𝑉3= 𝜌′ 1. 25

On obtient finalement

𝜂 = 1 −1

𝛾

1

𝜌𝛾−1 𝜌 𝜌 ′ 𝛾−1

𝜌 𝜌 ′ − 1 1. 26

On remarque que le rendement du cycle Diesel est toujours inférieur au

rendement du cycle de Beau de Rochas pour un même rapport volumétrique.

1. 4. 1. 2 Calcul de la pression moyenne indiquée (pmi) :

La pression moyenne indiquée a été définit par la relation [4]:

𝑝𝑚𝑖 = 1

𝑉1− 𝑉2 𝑝 𝑑𝑉 1. 27

Et compte tenu de la définition du rendement thermodynamique, on peut écrire :

𝜂 = 𝑝 𝑑𝑉

𝑄1 1. 28


30

D’où

𝑝𝑚𝑖 = 1

𝑉1− 𝑉2 𝑄1 𝜂 1. 29

Le calcul de la 𝑝𝑚𝑖 se ramène donc à celui de 𝑄1 , compte tenu du calcul préalable

de 𝜂

𝑄1 = 𝑚 𝐶𝑝 𝑇3 − 𝑇2 = 𝑚 𝐶𝑝 𝑇2 𝑇3

𝑇2− 1 1. 30

Or

𝑇2 = 𝑝1 𝑉1

𝑚 𝑅

𝑉1

𝑉2 𝛾 −1

𝑒𝑡 𝑇3

𝑇2=

𝑉3

𝑉2 1. 31

D’où

𝑄1 = 𝐶𝑝 𝑝1 𝑉1

𝑅

𝑉1

𝑉2 𝛾 −1

𝑉3

𝑉2− 1 1. 32

Et compte tenu de la relation de MAYER : 𝐶𝑝 − 𝐶𝑣 = 𝑅 On aura

𝑄1 = 𝛾

𝛾−1 𝑝1 𝑉1 𝜌𝛾−1

𝑉3

𝑉2− 1 1. 33

En remplaçant 𝑄1 par son expression, on obtient :

𝑝𝑚𝑖 = 1

𝑉1− 𝑉2

𝛾

𝛾−1 𝜂 𝑝1 𝑉1 𝜌𝛾−1

𝑉3

𝑉2− 1 1. 34

Sachant que :

𝜂 = 1 − 1

𝛾

1

𝜌𝛾−1 𝑉3 𝑉2 𝛾− 1

𝑉3 𝑉2 − 1 1. 35

On obtient finalement :

𝑝𝑚𝑖 = 1

𝛾−1

𝜌

𝜌−1 𝑝1 𝛾

𝑉3

𝑉2 − 1 𝜌𝛾−1 −

𝑉3

𝑉2 𝛾− 1 1. 36


31

1. 4. 2 Cycle Diesel pratique :

Le cycle pratique diffère du cycle théorique, car les ouvertures et les

fermetures de distribution ne s’effectuent pas exactement aux points morts, mais sont

plus ou moins décalées. Ces réglages sont en tout point comparable à ceux du moteur

à allumage commandé.

AOA et RFA pour favoriser le remplissage,

AOE pour favoriser le changement de sens du piston,

RFE pour assurer l’évacuation la plus complète des gaz brûlés.

De plus, pour tenir compte du délai d’inflammation du combustible, on réalise

une avance à l’injection [4].

Figure 1. 20 Cycle Diesel pratique [4]

1. 5 Le moteur à deux temps :

1. 5. 1 Le moteur à deux temps à allumage commandé :

1. 5. 1. 1 principe de fonctionnement :

Bien qu’étant à deux temps, ce moteur réalise les quatre opérations c’est – à –

dire le cycle complet (admission, compression, détente et échappement), en deux

courses du piston [4].


32

Figure 1. 21 Fonctionnement d’un moteur à deux temps

à allumage commandé [4]

Premier temps :

Considérons le piston au PMH au moment où lieu l’explosion. Le piston est

chassé vers le bas : c’est la détente. Mais pendant la descente, la face inférieure du

piston comprime les gaz frais préalablement admis dans le carter, les lumières étant

masquées par le piston. Ensuite, la face supérieure du piston dégage la lumière

d’échappement et les gaz brûlés qui étaient au dessus du piston commencent à

s’échapper. Avant que le piston n’atteigne le PMB, les gaz comprimés contenus dans

le carter affluent dans le cylindre en passant par un orifice de la jupe du piston et par

le canal de transfert tout en balayant les gaz brûlés qui sont évacués par la lumière

d’échappement. Cette double opération simultanée (échappement et aspiration) et

rendue possible grâce au déflecteur. Au PMB, le premier temps est terminé.

Deuxième temps :

Dans sa course ascendante, le piston ferme successivement la lumière T et la

lumière E. les gaz sont comprimés une seconde fois, mais cette fois dans le cylindre.

Puis la lumière A est découverte et les gaz frais sont aspirés dans le carter par suite de

la dépression créée par la course remontante du piston. Lorsque le piston atteint le

PMH, l’allumage se produit et le cycle recommence.

Le cycle complet ne nécessite qu’un seul tour de manivelle pendant lequel les

deux faces du piston jouent un rôle actif. On voit que dans un moteur deux temps, il y

a deux sortes d’admission:


33

admission dans le carter par la lumière A des gaz frais venant du carburateur,

admission dans le cylindre par la lumière T des gaz déjà comprimés venant du

carter.

On constante également que le temps d’admission dans le cylindre est très

court, mais sa faible durée est compensée par la pression des gaz venant du carter

assurant un remplissage relativement correct.

D’autre part, il n’est guère possible d’utiliser le carter comme réservoir d’huile

puisqu’il est traversé par un courant de gaz frais à pression variable. Aussi, le

graissage du piston et du cylindre est réalisé par dilution d’huile : le mélange carburé

reçoit une proportion d’huile de 3 à 5 % du poids d’essence. Les organes rotatifs sont

montés sur roulements à billes ou à aiguilles qui n’exigent qu’un graissage réduit [4].

1. 5. 1. 2 Cycle théorique :

On peut, pour le moteur à deux temps, établir un diagramme théorique

analogue à celui réalisé pour le moteur à quatre temps.

Cependant, contrairement à ce qui passe dans le cycle théorique à quatre

temps, les ouvertures et fermetures de l’admission et de l’échappement n’ont pas lieu

aux points morts. Par contre, l’allumage, comme dans le cycle à quatre temps, est

supposé s’effectuer au PMH.

L’ouverture et la fermeture de la lumière d’admission A n’intervient pas dans

le diagramme puisque A n’est jamais en communication avec le cylindre [4].


34

Figure 1. 22 Cycle théorique d’un moteur à deux temps


Le tableau ci – dessous indique les variations de pression au cours des

opérations effectuées par le moteur à deux temps à allumage commandé.


35

Opérations Phase Lumières

A E T


Explosion O F F Elévation brusque de pression

Explosion supposée instantanée

Droite

AB

Détente I F F F La pression diminue

progressivement par suite de la

descente du piston

Courbe

BC

Détente

Echappement

II F O F L’ouverture de la lumière E fait

tomber brusquement la pression

Droite

CD

Echappement

Admission

PMB

Echappement

admission

III F O O La pression prend une valeur

moyenne entre la pression des gaz

frais hh’ et la pression

atmosphérique aa’ des gaz brûlés

Droite

DF

IV

Cette pression moyenne subsiste

pendant la course remontante du

piston jusqu’à la fermeture des

lumières T et E

Droite

FD

Compression V

Les lumières T et E étant fermées

La pression remonte dans le

cylindre par suite de la course

ascendante du piston

Courbe

DA

Tableau 1. 4 Cycle théorique d’un moteur à deux temps



36

1. 5. 1. 3 Cycle pratique:

Opérations Phase Lumières

A E T


Compression

Explosion

PMH

Explosion

Détente

I O F F L’étincelle jaillit en 𝐴1′ l’explosion

combinée à la compression fait

monter rapidement la pression

𝐴1′ 𝐴1

II O F F L’explosion continue, la pression

continue à monter rapidement

malgré la détente qui commence

𝐴1 𝐴2

Détente III F F F La détente continue, la pression

diminue jusqu’à l’ouverture de la

lumière E

𝐴2 𝐴3

Détente

Echappement

IV F O F L’ouverture de la lumière E

entraine une chute de pression plus

forte

𝐴3 𝐴4

Echappement

Admission

PMB

Echappement

Admission

V F O O Les gaz frais entrent dans le

cylindre, mais l’échappement

continuant

La pression continue à diminuer

𝐴4 𝐴5

VI F O O Les mêmes opérations que ci –

dessus se poursuivent,

La pression continue à diminuer

𝐴5 𝐴6

Echappement

Compression

VII F O F L’échappement des gaz brûlés est

presque terminée. La compression

commence à se faire sentir, la

pression remonte

𝐴6 𝐴7

Compression VIII

Les lumières T et E étant fermées,

la compression s’effectue et la

pression monte

𝐴7 𝐴1′

Tableau 1. 5 Cycle pratique d’un moteur à deux temps



37

Comme pour le diagramme pratique du moteur à quatre temps, on doit tenir

compte de certains éléments (avance à l’allumage, échanges de chaleur. etc.…) qui

vont intervenir sur l’allure de la courbe.

On peut constater sur ce diagramme que, contrairement au diagramme du

moteur à quatre temps, il n’y a aucune partie de la courbe en dessous de la ligne

représentant la pression atmosphérique. En effet, à aucun moment, il n’y a de

dépression dans le cylindre.

Comme pour le cycle à quatre temps, le diagramme pratique du deux temps

permet de déceler les anomalies éventuelles de la distribution et de l’allumage et

d’évaluer la valeur du travail résultant représenté par la surface curviligne 𝐴1 , 𝐴2 ,

𝐴3, 𝐴4, 𝐴5 , 𝐴6, 𝐴1′ , 𝐴1 [4].

Figure 1. 23 Diagramme pratique d’un moteur


1. 5. 2 Le moteur Diesel à deux temps :

1. 5. 2. 1 Principe de fonctionnement :

Premier temps:

Considérant le piston au PMH. Il y a d’abord injection de combustible suivi de

la combustion et de la détente des gaz brûlés. Le piston est chassé vers le bas. Suivant

la conception du moteur, l’échappement des gaz brûlés peut être réalisé soit par


38

soupapes, soit par lumière. Dans ce dernier cas, le piston découvre la lumière

d’échappement E, les gaz s’échappent et la pression tombe. Le piston vient ensuite

découvrir la lumière de l’air de balayage, et l’air légèrement surpressé est introduit

dans le cylindre et chasse les gaz brûlés [4].

Deuxième temps:

Le piston se déplace du PMB au PMH. Le balayage et l’échappement

s’achèvent. A ce moment commence la compression de l’air pur avec, en fin de

compression, une avance à l’injection. Et le cycle recommence [4].

1. 6 Paramètres énergétiques des moteurs à combustion interne:

Du point de vue pratique, dans l’étude des performances d’un moteur, deux

grandeurs essentielles sont à considérer [4]:

Le rendement, qui caractérise l’efficacité du procédé de conversion en travail

mécanique de l’énergie introduite par le carburant ou le combustible,

La puissance, qui est fonction de la pression moyenne et du régime de rotation

du moteur, la puissance maximale rapportée à la cylindrée pouvant

caractériser la compacité du moteur.

1. 6. 1 puissance d’un moteur:

Un moteur est défini par un certain nombre de caractéristiques géométriques et

mécaniques [4]:

la cylindrée, calculée en fonction de la course, de l’alésage et du nombre de

cylindres;

la vitesse de rotation, en tours par minute, au régime maximum et la puissance

à ce régime mesurée au banc d’essai.

La désignation d’un moteur ou d’un véhicule est complétée par l’indication de

sa puissance fiscale.

1. 6. 1. 1 Puissance fiscale ou Puissance administrative:

Elle est déterminée suivant une formule établie par le Service des mines [4]:


39

𝑃 = 𝑘 𝑛 𝐷2 𝐿 𝜔 1. 37

Avec:

𝑃 : Puissance fiscale ou administrative en chevaux (ch) ;

𝑘 : Coefficient numérique dépendant du nombre de cylindres ;

1 cylindre …………………………………….. 𝑘 = 0.00020

2 cylindres …………………………………….. 𝑘 = 0.00017

4 cylindres …………………………………….. 𝑘 = 0.00015

Plus de 4 cylindres …………………………………….. 𝑘 = 0.00013

𝑛 : Nombre de cylindres du moteur ;

𝐷 : Alésage du cylindre exprimé en cm ;

𝐿 : Course du piston exprimée en cm ;

𝜔 : Nombre de tours par seconde, fixé conventionnellement à :

30 tr/s pour les voitures de tourisme,

25 tr/s pour les camionnettes,

20 tr/s pour les camions.

La puissance fiscale, calculée au moyen de cette formule, n’exprime donc pas

la puissance réelle développée par le moteur.

Utilisée par l’administration fiscale et les compagnies d’assurance, elle est

souvent considérée pour le calcul de l’impôt sur la voiture et celui des primes

d’assurance. Cette formule, qui contient la cylindrée 𝑛 𝐷2 𝐿 à un coefficient près, a

donc conduit les constructeurs à établir des moteurs de faible cylindrée, mais tournant

à des vitesses élevées afin d’obtenir un couple moteur suffisant [4].


40

1. 6. 1. 2 Puissance réelle:

La puissance réelle, ou puissance effective, se mesure directement sur l’arbre

moteur. C’est la puissance mécanique disponible sur le vilebrequin.

En pratique, les dispositifs utilisés pour mesurer la puissance d’un moteur sont

des freins ; ces appareils sont accouplés directement sur le vilebrequin et permettent

de mesurer le couple transmis tout en absorbant l’énergie mécanique fournie. On

emploie un des moyens suivants [4]:

Frottements mécaniques (frein de Prony),

Frottements hydrauliques (frein Froude),

Frottements aérodynamiques (moulinet),

Production de courant électrique (dynamo),

Un tachymètre permet de mesurer la vitesse angulaire𝜔.

La puissance P du moteur est donnée par la relation [4]:

𝑃 = 𝐶 𝜔 1. 38

Où C s’exprime en mètre. Newton (m.N)

𝜔 s’exprime en radian/seconde 𝜔 𝑟𝑑/𝑠 = 2 𝜋 𝑁/60 𝑡𝑟/𝑚𝑛

P s’exprime en Watt (W)

Différentes normes sont adoptées pour définir la puissance [4]:

Norme allemande DIN (Deutsche Industrie Normung) où l’on considère que le

moteur actionne tous les organes indispensables à son fonctionnement

(ventilateur, pompe à eau, dynamo ou alternateur, etc.…) ;

Norme américaine SAE (Society of Automotives Engineers) où ces organes ne

sont pas actionnés par le moteur mais par des moyens indépendants (la

puissance est supérieure à DIN de 10 à 15%) ;

Norme italienne CUNA (Commissione Technica di Unification Noll

Automobile) identique à la précédente, mais tous les réglages demeurent

identiques à ceux des voitures de série auxquelles les moteurs sont destinés.


41

En outre, la température ambiante des essais doit être de 15° au lieu de 16°C

dans la méthode SAE.

La puissance d’un moteur varie avec sa vitesse mais non proportionnellement

à celle – ci.

Aussi, lorsque l’on fait mention de la puissance d’un moteur, il faut toujours

indiquer à quel régime cette puissance a été mesurée.

Les constructeurs de voitures automobiles indiquent la puissance maximale de

celles – ci en faisant mention de la vitesse de rotation pour laquelle elle est atteinte.

Exemple [4]: 90 ch à 5500 tr/mn pour Mazda 626,

60 ch à 5000 tr/mn pour Honda civic,

140 ch à 6500 tr/mn pour R19 Chamade,

49 ch à 5250 tr/mn pour Clio 1,1I.

1. 6. 1. 3 Puissance théorique 𝑷𝒕𝒉 :

C’est la puissance que l’on obtiendrait en supposant que toute la chaleur

dégagée par la combustion du carburant soit transformée en énergie mécanique : c’est

– à – dire en admettant qu’il n’y ait pas de pertes de chaleur. On la détermine à l’aide

du diagramme théorique (cycle Beau de Rochas pour le moteur à allumage

commandé et cycle Diesel pour le moteur à allumage par compression).

On montre en thermodynamique que le travail théorique du moteur est donné

par l’aire ABCD du cycle (voir figures 1. 24 et 1. 25) [4].


42

Figure 1. 24 Cycle Beau de Rochas [4]

Figure 1. 25 Cycle Diesel [4]

Ainsi, pour le cycle Beau de Rochas, nous aurons [4]:

𝑊𝑡𝑕 = 1

𝛾−1 𝑉1 𝑝2 − 𝑝1 − 𝑉0 𝑝3 − 𝑝0 1. 39


43

Un cycle nécessitant 2 tours de vilebrequin dans le moteur à quatre temps, le

travail pour n cylindres et par minute sera:

𝑊𝑡𝑕 = 1

𝛾−1 𝑉1 𝑝2 − 𝑝1 − 𝑉0 𝑝3 − 𝑝0

𝑁

2 𝑛 1. 40

D’où la puissance théorique

𝑃𝑡𝑕 = 1

𝛾−1 𝑉1 𝑝2 − 𝑝1 − 𝑉0 𝑝3 − 𝑝0

𝑁∗𝑛

2∗60 1. 41

Pour le cycle Diesel, nous aurons (pour 2 tours) [4]:

𝑊𝑡𝑕 = 𝑝1 𝑉2 − 𝑉1 + 1

𝛾−1 𝑝2 𝑉2 − 𝑝3 𝑉3 −

1

𝛾−1 𝑝1 𝑉1 − 𝑝0 𝑉0

1. 42

Avec

𝑝2 = 𝑝1 𝑒𝑡 𝑉3 = 𝑉0 1. 43

Pour n cylindres et par minute, le travail sera [4]:

𝑊𝑡𝑕 = 𝑝1 𝑉2 − 𝑉1 + 1

𝛾−1 𝑝2 𝑉2 − 𝑝3 𝑉3 −

1

𝛾−1 𝑝1 𝑉1 −

𝑝0 𝑉0 𝑁2 𝑛 1. 44

D’où la puissance théorique:

𝑃𝑡𝑕 = 𝑝1 𝑉2 − 𝑉1 + 1

𝛾−1 𝑝2 𝑉2 − 𝑝3 𝑉3 −

1

𝛾−1 𝑝1 𝑉1 −

𝑝0 𝑉0 𝑁 𝑛2∗60 1.

45

1. 6. 1. 4 Puissance indiquée Pi :

C’est la puissance que l’on peut déterminer à l’aide du diagramme réel relevé

expérimentalement sur oscilloscope. Sur ce diagramme, la différence des surfaces des

deux boucles d’aires S et s représente le travail accompli pendant un cycle (travail

indiqué Wi).


44

Le travail indiqué pour 2 tours de vilebrequin vaut [4]:

𝑊𝑖 = 𝑝𝑚 𝜋 𝐷2

4 𝐶 1. 46

Avec pm la pression moyenne déduite des essais.

Par seconde et pour n cylindres

𝑃𝑖 = 𝑝𝑚 𝜋 𝐷2

4 𝐶

𝑁 𝑛

2∗60 1. 47

1. 6. 1. 5 Puissance spécifique ou Puissance au litre:

C’est le quotient de la puissance effective par la cylindrée totale du moteur en

litres (compacité).

Un rapport également utile à connaitre est le rapport puissance / poids, désigné

quelquefois sous le nom de puissance à la tonne. C’est le quotient de la puissance

maximale du moteur par le poids total du véhicule en tonnes : c’est un véritable

coefficient de performance du véhicule [4].

1. 6. 2 Rendement d’un moteur:

Un moteur donne de l’énergie mécanique en transformant l’énergie calorifique

contenue dans le carburant, mais la transformation est incomplète car certaines pertes

sont inévitables.

On appelle rendement le rapport de la puissance recueillie, c’est – à – dire

disponible, à la puissance fournie. Par suite des différentes pertes d’énergie (échanges

de chaleur, frottements, etc.…), ce rapport est évidemment toujours inférieur à 1.

Comme il y a plusieurs définitions de puissance, il y a plusieurs définitions de

rendement [4].

1. 6. 2. 1 Rendement global 𝜼𝒈 :

Le rendement effectif ou global d’un moteur est égal au rapport de l’énergie

effective recueillie sur l’arbre à l’énergie calorifique introduite par le carburant, les

deux énergies étant exprimées avec les mêmes unités.


45

Il est de l’ordre de 25 à 30 % dans le cas du moteur à allumage commandé et

de 30 à 40% dans le cas du moteur Diesel [4].

𝜂𝑔 = é𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑟𝑒𝑐𝑢𝑒𝑖𝑙𝑙𝑖𝑒 𝑠𝑢𝑟 𝑙′𝑎𝑟𝑏𝑟𝑒

é𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑐𝑜𝑛𝑡𝑒𝑛𝑢𝑒 𝑑𝑎𝑛𝑠 𝑙𝑒 𝑐𝑎𝑟𝑏𝑢𝑟𝑎𝑛𝑡 1. 48

On utilise généralement la notion de consommation spécifique Cs exprimée en

g/ch. h (ou g/kW. h) qui est inversement proportionnelle au rendement [4].

𝐶𝑠 𝑔/𝑐𝑕. 𝑕 = 6.32 ∗ 105

𝜂𝑔 𝑝𝐶𝐼 1. 49

𝐶𝑠 𝑔/𝑘𝑊. 𝑕 = 8.6 ∗ 105

𝜂𝑔 𝑝𝐶𝐼 1. 50

Où 𝑝𝐶𝐼 est le pouvoir calorifique inférieur du carburant utilisé exprimé en kcal/kg [4].

La consommation spécifique (effective) 𝐶𝑠 est donnée directement par

l’expression [4]:

𝐶𝑠 = 1000 𝐶𝑕

𝑃𝑒𝑓𝑓 𝑔/𝑐𝑕. 𝑕 𝑜𝑢 𝑔/𝑘𝑊. 𝑕 1. 51

Où 𝐶𝑕 est la consommation horaire de carburant en kg

𝑃𝑒𝑓𝑓 est la puissance effective développée en ch ou kW

1. 6. 2. 2 Rendements partiels:

Rendement indiqué 𝜼𝒊 :

𝜂𝑖 = 𝑊𝑖𝑛𝑑𝑖𝑞𝑢 é

𝑊𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟𝑖𝑓𝑖𝑞𝑢𝑒 (𝑐𝑎𝑟𝑏𝑢𝑟𝑎𝑛𝑡 ) 1. 52

Avec le travail indiqué par cycle moteur correspond à l’aire définie par

planimétrage d’un diagramme PV réel.

On a par ailleurs le rendement mécanique qui est égal au rapport du travail

effectif mesuré en bout d’arbre et du travail correspond à la surface du diagramme

réel 𝑊𝑖 .


46

𝜂𝑚 = 𝑊𝑒𝑓𝑓𝑒𝑐𝑡𝑖𝑓

𝑊𝑖𝑛𝑑𝑖𝑞𝑢 é 1. 53

D’où

𝜂𝑔 = 𝜂𝑖 𝜂𝑚 1. 54

Rendement de combustion 𝜼𝒄𝒐𝒎 :

Le rendement de combustion est égal au rapport de l’énergie dégagée par la

combustion réelle à l’énergie introduite dans le mélange carburé.

𝜂𝑐𝑜𝑚 = é𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑙𝑖𝑏é𝑟é𝑒 𝑝𝑎𝑟 𝑙𝑎 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑜𝑛

é𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑑𝑢 𝑐𝑎𝑟𝑏𝑢𝑟𝑎𝑛𝑡 𝑖𝑛𝑡𝑟𝑜𝑑 𝑢𝑖𝑡 1. 55

Il est égal à 1 s’il n’y a pas d’imbrûlés [4].

Rendement thermodynamique théorique 𝜼𝒕𝒉 :

Pour le cycle théorique avec combustion à volume constant (cycle Beau de

Rochas), on montre que le rendement thermodynamique théorique s’exprime en

fonction du taux de compression 𝜌 [4].

𝜂𝑡𝑕 = 1 − 1

𝜌𝛾−1 1. 56

Avec

𝛾 = 𝐶𝑝 𝐶𝑣 1. 57

De même, pour le cycle théorique Diesel (combustion à pression constante),

on montre que le rendement thermodynamique théorique s’exprime par [4]:

𝜂𝑡𝑕 = 1 − 1

𝛾

1

𝜌𝛾−1 𝐿𝛾− 1

𝐿−1 1. 58

Avec L = Taux de dilatation

Remarque:


47

Compte tenu des hypothèses faites pour aboutir à la simplicité des formules ci

– dessus, celles – ci ne peuvent être utilisées que pour obtenir des indications surtout

qualitatives sur l’évolution du rendement thermodynamique réel [4].

Rendement de cycle 𝜼𝒄𝒚𝒄𝒍𝒆 :

Le rendement indiqué, obtenu à partir du planimétrage d’un diagramme réel

PV, est toujours inférieur au rendement thermodynamique théorique.

On définit le rendement de cycle par [4]:

𝜂𝑐𝑦𝑐𝑙𝑒 = 𝜂 𝑖

𝜂𝑡𝑕 1. 59

Néanmoins, on peut voir que le rendement global défini précédemment peut

s’écrire sous la forme d’un produit de différents rendements partiels [4].

𝜂𝑔 = 𝜂𝑐𝑜𝑚𝑏 ∗ 𝜂𝑡𝑕 ∗ 𝜂𝑐𝑦𝑐𝑙𝑒 ∗ 𝜂𝑚 1. 60

1. 7 Courbes caractéristiques des moteurs à combustion interne:

1. 7. 1 Courbes de puissance et de couple:

C’est la représentation graphique de la variation de puissance et de couple du

moteur à pleine charge en fonction de son régime de rotation.

La puissance effective est déterminée expérimentalement sur banc d’essai : le

moteur à essayer est accouplé à un organe récepteur constitué par un frein

dynamométrique dont le principe consiste à équilibrer, à chaque instant de l’essai, le

couple moteur par un couple résistant connu.

Le rôle du frein est double [4]:

Il évite au moteur de s’emballer en lui opposant un couple résistant, mais il lui

permet en même temps de tourner aux différents régimes d’utilisation.

L’énergie absorbée par le frein est transformée soit directement en chaleur

(frein de Prony), soit en chaleur de frottements fluides (moulinet, frein

Froude), soit en énergie électrique (dynamo – frein),


48

Il donne, par lecture directe ou par une mesure simple, le couple résistant (de

même valeur que le couple moteur).

Un tachymètre indique la vitesse de rotation N .

Connaissant le couple à un instant donné pour une vitesse donnée, on en

déduit les différentes puissances aux différents régimes de rotation par la formule [4]:

𝑃 = 𝐶 𝜔 1. 61

Depuis l’adoption du Watt comme unité de puissance, la puissance des

moteurs thermiques devrait s’exprimer en kilowatt. Toutefois, l’usage prévaut encore

de l’exprimer en chevaux (1 chevaux = 0.736 kW).

La puissance en chevaux est donnée par la formule [4]:

𝑃 𝑐𝑕 = 𝐶 2𝜋 𝑁

60∗75= 𝐶 ∗ 𝑁

1

716 1. 62

Avec 𝐶 en m.kg

𝑁 en tr/mn

Les différentes valeurs pour les couples et les puissances sont obtenues en

faisant varier la vitesse de rotation, non pas en agissant sur le débit des gaz mais en

augmentant ou en diminuant la charge, c’est – à – dire l’effort résistant du frein. En

reportant ces valeurs sur un graphique et en les joignant par une ligne, on obtient les

courbes de couple et de puissance.

On relève également, au cours de ces différents essais, la consommation

spécifique qui est le rapport entre la consommation horaire exprimée en grammes de

carburant ou de combustible et le travail effectif en cheval – heure ou en kilowatt –

heure. Les renseignements recueillis permettent de tracer la troisième courbe

caractéristique du moteur.

La figure (3. 26) représente les courbes caractéristiques de deux moteurs : l’un

à allumage commandé, l’autre Diesel de puissances sensiblement égales [4].


49

Figure 1. 26 Courbes caractéristiques de deux moteurs :

Essence, Diesel [4]

On y voit, dans le moteur à allumage commandé, que le couple commence par

croître, passe par un maximum, puis décroît. En effet, aux faibles vitesses, le moteur

est mal alimenté et fournit une puissance faible. Puis, la vitesse augmentant, le

remplissage se fait de plus en plus parfaitement et la puissance augmente à peu près

proportionnellement pendant un certain temps pour atteindre une valeur maximum à

un régime déterminé. Au – delà de ce régime, le remplissage devenant moins complet

en raison de l’inertie des gaz et les frottements prenant de plus en plus d’importance,

la puissance diminue jusqu’à une vitesse critique que l’on ne peut dépasser sous peine

de destruction des organes. Le couple moteur sera donc d’autant plus important, et

gardera une valeur importante, que le remplissage sera plus complet, c’est – à – dire

qu’il y aura moins de résistance au passage des gaz. Ceci implique des tuyauteries

sans coudes brusques et des soupapes de grande surface.

Le couple est proportionnel à l’angle 𝛼. Il sera maximal pour 𝛼 maximal

correspondant au point F obtenu en traçant la tangente, issue de O, à la courbe de

puissance.

La courbe de puissance, qui est liée à la courbe de couple par la relation [4]:


50

𝑃 = 𝐶 𝑁 1

716 1. 63

Avec P (ch), C (m.kg) et N (tr/mn)

Croîtra évidemment avec le couple et la vitesse, mais lorsque le couple

commencera à décroître progressivement, la vitesse continuant à augmenter, le

produit 𝐶 𝑁 1

716 continuera à croître et le maximum de la courbe de puissance sera

atteint bien après le maximum de la courbe de couple.

Puis, à une certaine vitesse, le couple décroissant rapidement et l’augmentation

de vitesse ne compensant pas cette diminution, la puissance du moteur décroîtra

également.

Si l’on prolonge à ses deux extrémités la courbe de puissance jusqu’à l’axe des

abscisses, on obtient les points A et B.

En A, la puissance disponible ou puissance effective est nulle parce qu’entre O

et A le moteur, mal alimenté, fournit une puissance indiquée juste suffisante pour

vaincre les frottements du moteur et faire fonctionner les appareils auxiliaires

indispensables.

Pour que le moteur puisse fournir une puissance utilisable capable de vaincre

l’inertie de la voiture et le frottement des différents organes, il faudra lui donner une

vitesse supérieure à la vitesse correspondant au point A qui représente la limite

inférieure extrême du ralenti à vide.

La courbe de puissance commencera donc en E, quand la vitesse du moteur

aura atteint le point D.

Au voisinage de F, la courbe de puissance se rapprochant de la ligne OT, la

puissance variera à peu près proportionnellement à la vitesse : c’est à cette vitesse que

le couple atteindra sa valeur maximale en J.

Puis, la puissance tout en augmentant variera moins vite que la vitesse pour

atteindre sa valeur maximale en G, puis décroîtra jusqu’en H.


51

A la vitesse correspondant au point B, la puissance serait redevenue nulle,

mais pratiquement bien avant cette vitesse les organes du moteur auraient cédé.

L’abscisse correspondant au point H indique la vitesse critique à ne pas

dépasser, les points E et H représentent les limites de la zone d’utilisation du moteur

et les points D et L les vitesses minimales et maximales d’utilisation.

Dans le Diesel, la courbe de puissance est moins incurvée que celle du moteur

à essence. Il s’ensuit que le couple est plus régulier et ceci provient de ce que, dans ce

moteur, on n’étrangle pas l’entrée de l’air lors de l’admission (remplissage constant).

La variation importante du couple du moteur à essence provient de ce qu’ici la

modification de la vitesse s’opère par étranglement de l’air carburé à l’aspiration

(papillon des gaz). Il en résulte des pertes de charge importantes et un mauvais

remplissage des cylindres.

De même, pour une puissance sensiblement égale, le couple du moteur Diesel

est double de celui du moteur à essence et ceci provient de ce que le moteur Diesel

tourne à vitesse moitié de celle du moteur à essence.

Au banc d’essai, pour déterminer complètement les caractéristiques d’un

moteur, en relève les courbes non seulement à pleine charge, mais à 3/4 de charge, 1/2

charge et 1/4 de charge.

Certaines machines spécialement conçues, notamment les dynamos à courant

continu, mesurent directement les puissances desquelles on peut déduire le couple [4].

1. 7. 2 Courbe de consommation spécifique Cs :

Le couple est fonction du remplissage, donc la courbe de consommation

spécifique n’est pas complètement indépendante de la courbe du couple. Si l’on

faisant abstraction des différentes pertes d’énergie produites par les échanges de

chaleur et les frottements, les deux courbes seraient exactement symétriques par

rapport à une ligne horizontale, mais dans la pratique les formes des deux courbes

sont seulement opposées.

La consommation minimale donne le rendement le plus élevé.


52

Remarques [4]:

La vitesse correspondant à la puissance maximale, la vitesse correspondant au

couple maximal et la vitesse correspondant à la consommation minimale sont

différentes ; aussi, faut – il les préciser quand on exprime une de ces

grandeurs.

Il faut distinguer entre puissance DIN (moteur complet) et puissance SAE

(moteur nu).

CHAPITRE II GENERALITES SUR LES MOTEURS

53

2. 1 Petit historique du moteur :

La machine à vapeur est un des premiers moteurs utilisant la combustion, donc la chaleur,

pour créer une énergie mécanique. C’était le principe de la cocotte minute. En chauffant de l’eau

dans un récipient fermé, de la vapeur sous pression est créée. Il suffit alors de la récupérer et

l’envoyer vers un piston. Sous son effet, celui – ci se déplace et un système bielle/manivelle

transforme son déplacement en mouvement rotatif. Ce système, utilisé par le fardier Cugnot,

génère la pression à l’extérieur du piston. C’est un moteur à combustion interne. Les moteurs

actuels créent la pression directement au – dessus du piston. C’est pour cela qu’ils sont appelés

« à combustion interne » [5].

Historique [6]:

1700: Moteurs à vapeur

1860: Moteur de Lenoir (rendement η~5%)

1862 Beau de Rochas définit le principe du cycle de fonctionnement des moteurs à

combustion interne

1867: Moteur de Otto & Langen: (η~11% et rotation<90 rpm)

1876: Otto invente le moteur à 4 temps à allumage par bougie (η~14% et rotation< 160

rpm)

1880: Moteur deux temps

1892: Diesel invente le moteur quatre temps à allumage par compression

1957: Wankel invente le moteur à piston rotatif

rpm : tour par minute.

2. 2 Généralités sur les moteurs thermiques :

On désigne sous le nom de moteurs thermiques des machines qui transforment de

l’énergie calorifique en énergie mécanique.

En principe un gaz chaud, ou agent thermique, qui a emprunté de la chaleur à une source

chaude à température plus ou moins élevée, exerce sur un piston mobile dans un cylindre une

force qui repousse le piston et le déplace en effectuant un travail W. pendant le trajet du piston, le

gaz se refroidit : de la chaleur est transformée en travail ; au retour du piston, le gaz est rejeté

hors du cylindre où il achève de se refroidir en cédant de la chaleur à une source froide, le plus

souvent le milieu ambiant.


54

Le mouvement de va – et – vient du piston est la plupart du temps transformé en

mouvement de rotation par un système bielle – manivelle.

On distingue les moteurs à combustion externe et les moteurs à combustion interne. Dans

les premiers, la chaleur est fournie à l’agent thermique par un foyer extérieur au cylindre : c’est le

cas de la machine à vapeur. Dans les seconds, les gaz combustibles sont admis dans le cylindre

où ils brûlent ; les gaz provenant de la combustion servent d’agent thermique. Nous citerons le

moteur à allumage commandé, à quatre temps ou à deux temps, et le moteur Diesel [4].

2. 3 Autres types de moteurs thermiques :

En raison de l’intérêt ou du regain d’intérêt que suscitent actuellement certains types de

moteurs qui pourraient être qualifiés de non conventionnels par rapport aux précédents, il

convient de citer le moteur à piston rotatif Wankel et la turbine à gaz qui entrent tous deux dans

la catégorie des moteurs à combustion interne, le moteur Stirling et le moteur à vapeur qui

peuvent être classés dans la catégorie des moteurs à combustion externe [4].

2. 3. 1 Le moteur rotatif Wankel :

Le type standard connu du moteur Wankel est à allumage commandé et fonctionne selon

le cycle à quatre temps de Beau de Rochas. Ce moteur en est encore au début de sa carrière mais

le nombre de licences vendues dans le monde laisse présager un succès probable dans la mesure

où il sera possible de surmonter ses inconvénients actuels et de résoudre certains problèmes

techniques. Sur le plan pratique, le moteur rotatif présente des avantages par rapport au moteur

alternatif [4]:

Niveau de vibration et de bruit faibles,

Encombrement et poids réduits.

Des tentatives ont été faites en vue d’adapter le cycle Diesel au moteur Wankel mais elles se sont

heurtées jusqu’à présent à de grandes difficultés.

2. 3. 2 La turbine à gaz :

Le principe de la turbine à gaz remonte à un temps immémorial. Le premier brevet relatif

à ce type de machine fut délivré en 1791 à l’anglais John Barber.


55

Les noms de nombreux savants et ingénieurs sont attachés à son évolution : Dumbell,

1808 ; Bresson, 1837 ; W. F. Fernihougz, 1850 ; Stolze, 1900 ; S. A. Moss, 1902 ; R.

Armengaud, 1904 ; Rateau, Lemale, etc…

Les ingénieurs de Rover qui ont travaillé sur la turbine à gaz en 1940 peuvent être

considérés comme des pionniers pour son application à l’automobile. Une voiture Rover équipée

d’une turbine fut présentée au public en Mars 1950 pour la première fois. Ce fut ensuite le tour de

Ford General Motors, Leyland, M. T. U., de s’y intéresser. Un des perfectionnements les plus

intéressants, appliqués ces dernières années, est certainement l’échangeur de chaleur rotatif ou

régénérateur. Celui – ci, en réintroduisant dans l’air frais sortant du compresseur la chaleur qui

serait perdue dans les gaz d’échappement, réduit la quantité de chaleur à fournir par la

combustion. La consommation de combustible peut être réduite de moitié.

Les turbines à gaz d’automobile développent actuellement des puissances comprises entre

100 et 500 chevaux [4].

2. 3. 3 Le moteur Stirling :

En 1816, un pasteur écossais Robert Stirling breveta le moteur à air chaud. Dans les

années qui suivirent, le moteur réalisé fut cependant incapable de lutter contre ses concurrents :

les moteurs à vapeur à gaz à essence et les moteurs Diesel.

Malgré un rendement théorique égal au rendement de Carnot, le cycle imaginé par Stirling

(2 isothermes et 2 isochores) ne connut que peu d’applications et tomba dans l’oubli jusqu’en

1938 date à laquelle l’idée fut reprise chez Philips avec la machine frigorifique fonctionnant

suivant un cycle de Stirling inversé et qui est utilisé pour liquéfier de nombreux gaz jusqu’à -

200°C.

L’invention de l’entraînement rhomboïdal en 1953 permit d’atteindre la conception

optimale pour le mouvement des pistons. Des améliorations essentielles : l’introduction du joint

d’étanchéité à chaussette roulante et l’utilisation de segments de piston non graissés permirent

récemment la réalisation de moteurs dont la durée de vie atteint 10000 heurs. Quatre sociétés ou

groupe de sociétés en Europe et aux Etats – Unis s’intéressent à des moteurs Stirling susceptibles

d’être utilisés comme groupes propulseurs pour des véhicules automobiles [4].


56

2. 3. 4 Le moteur à vapeur :

L’histoire du moteur à vapeur remonte bien avant celle du moteur Stirling. Newcommen

construisit son premier moteur à vapeur en 1712.

Il y a un peu plus de deux siècles, le 23 Octobre 1769, Nicholas Joseph Cugnot, officier

de l’armée française, effectua un parcours à la vitesse de 4 kilomètres à l’heure sur le premier

véhicule propulsé par ce type de moteur.

Durant le XIXe siècle des voitures à vapeur furent développées et construites dans

plusieurs pays du monde et, en 1887 et 1888, les voitures françaises de Serpollet et de Dion

Bouton Trépardeux, qui atteignaient la vitesse de 60 kilomètres à l’heure, gagnèrent les premières

courses automobiles. Vers la fin du siècle, ces voitures étaient plus puissantes que les premiers

véhicules à moteur à combustion interne. C’est vers 1960 que l’idée du moteur à vapeur

réapparut aux Etats – Unis comme solution possible du problème de plus en plus aigu de la

pollution atmosphérique. La General Motors, Ford et Chrysler sont engagés dans un travail sur sa

mise au point, mais les rapports émanant des trois sociétés ne sont pas très encourageants [4].

2. 4 Fonctionnement du moteur :

Le moteur transforme l'énergie contenue dans le carburant en énergie mécanique.

Pour libérer l'énergie chimique potentielle du carburant, il est nécessaire d'effectuer une

transformation chimique appelée combustion.

Par la combustion, le carburant est transformé en énergie calorifique ou thermique.

Cette énergie thermique est enfin transformée en travail mécanique. Celui-ci étant ensuite

appliqué aux roues motrices par l'intermédiaire de la transmission [7].


57

Figure2. 1 Fonctionnement du moteur [7]

On appelle moteur thermique une machine qui reçoit de l'énergie sous forme de chaleur et

qui la restitue sous forme de travail mécanique.

La transformation en chaleur se produisant à l'intérieur même du moteur, nous appellerons celui-

ci moteur thermique à combustion interne [7].

2. 5 Caractéristiques des moteurs :

Les moteurs thermiques à combustion interne se caractérisent par:

L’alésage, la course, la cylindrée, le rapport volumétrique, le couple moteur, la puissance

maximale, la puissance fiscale [7].

Qu'entend-on par alésage et course ?

Alésage D : c’est le diamètre intérieur du cylindre. A noter que le diamètre du piston est

très légèrement inférieur [4].

Course C : c’est la distance parcourue par le piston entre les deux positions extrêmes de

son mouvement alternatif [4]. Elle est comprise entre le PMH (point mort haut) et le PMB

(point mort bas) [7].

Qu'est-ce que la cylindrée ?

C'est le volume total des cylindres d'un moteur exprimé en centimètres cubes [7].

La cylindrée unitaire Vu : c’est le volume engendré par le déplacement du piston entre les

positions extrêmes de sa course [4].

C’est donc le volume d’un cylindre de diamètre D et de hauteur C. on a [4]:


58

𝑉𝑢 = 𝑥 𝐷2 4 ∗ 𝐶 2. 1

Si le moteur a n cylindres, la cylindrée totale sera [4]:

𝑉 = 𝑛 𝑉𝑢 2. 2

Qu'appelle-t-on 𝒓𝒂𝒑𝒑𝒐𝒓𝒕 𝒗𝒐𝒍𝒖𝒎é𝒕𝒓𝒊𝒒𝒖𝒆 ?

Taux de compression ou Rapport volumétrique 𝜌 : c’est le rapport entre le volume

existant dans le cylindre quand le piston est au point mort bas, soit (𝑉𝑢 + 𝑉) et le volume mort

V. On le désigne par la lettre grecque 𝜌 [4]:

𝜌 = (𝑉𝑢 + 𝑉) 𝑉 2. 3

Volume mort 𝑉 : c’est le volume restant libre en haut du cylindre quand le piston est au point

mort haut. Son importance conditionne la valeur du taux de compression.

Qu'est-ce que le couple moteur ?

La pression qui agit sur la tête du piston lui communique une force F d'intensité [4]:

𝐹 = 𝑝 ∗ 𝑆 2. 4

F : force en daN P : pression en bars S : surface en cm2

Décomposition des forces agissant sur le maneton du vilebrequin

Le moment du couple moteur (ou couple moteur) est donc le produit de la force sur la bielle par

la longueur du bras de maneton de vilebrequin.

Le couple moteur est donc le résultat du travail moteur (W) transmis par l'ensemble bielle-

vilebrequin, mesuré sur l'arbre moteur [7].


59

Figure 2. 2 le couple moteur [7]

Qu'est-ce que la puissance moteur [7]?

𝑝 = 𝐶 ∗ 𝜔 2. 5

𝑝 : puissance en watts

𝐶 : couple en N.m

𝜔 : vitesse angulaire en rd/s

Qu'est ce que la puissance fiscale ?

Cette puissance, exprimée en chevaux-vapeur (CV) a été instaurée par les services fiscaux

français afin de pouvoir calculer certains impôts sur les automobiles.

Son calcul est bien effectué à partir des caractéristiques du moteur, mais les coefficients qui sont

appliqués donnent un résultat très éloigné de la puissance effective [7].

2. 6 Architecture d'un moteur :

2. 6. 1 Partie fixe :

2. 6. 1. 1 Bloc moteur :

Deux sortes de bloc qui comprennent des chemises amovibles dites humides ou

directement usinés dans le bloc (dite chemise sèche).

Différentes conceptions [7] :

en V (V6),


60

en ligne (4 cylindres),

à plat (2 CV ou GS).

Les blocs sont en alliage ou en fonte. Bloc cylindre est généralement divisé à la hauteur

des paliers de vilebrequin et parfois des paliers de l'arbre à cames les chapeaux de pallier sont

fixes par le bas au moyen de vis. Cette disposition présente l'avantage de facilité la dépose du

vilebrequin.

La partie inférieure représente le carter d'huile ce dernier est vissé au bloc cylindre et

rendu étanche par un joint.

La fixation élastique du moteur au châssis est réalisée à l'aide de supports en métal et en

caoutchouc (appelé Silentbloc).

Figure2. 3 Vue de dessus d’un bloc moteur sans culasse [3]

2. 6. 1. 2 Cylindre :

Situé dans le bloc moteur, c’est un tube cylindrique fixe ouvert à sa partie inférieure et

fermé à sa partie supérieure par la culasse via le joint de culasse. Il guide le piston [3].

Le tableau ci – dessous montre le nombre de cylindres et leur position :


61

PARTICULARITÉS SCHEMAS AVANTAGES

1. Moteur en ligne,

cylindres disposés

verticalement dans un

même plan (4, 6 cylindres).

Disposition transversale,

inclinaison vers l'avant ou

l'arrière (2, 3, 5, 6 ou

cylindres).

Rl 6 - R4 - R5

Renault

504 - 505

Peugeot

Talbot Horizon

104 - 305

Peugeot

CX Citroën

2. Moteur en V,

cylindres

répartis en 2 groupes

égaux suivant 2

plans convergents

vers le vilebrequin,

angles de 90' et 120"

(4, 6, 8, 10 ou 12

cylindres).

Matra

Mercédès

Chevrolet

V6 Peugeot

Renault Volvo

Renault Fl

Porsche 928

3. Moteur à plat (en

ligne), cylindres

disposés

horizontalement sur

le même plan. «

Autobus »

Saviem

Berliet


62

4. Moteur à plat,

comme pour le

moteur en V les

cylindres

commandent le

même vilebrequin

mais opposés à 180°

(2, 4 ou 6 cylindres).

2CV 3CV GS

Citroën

Alfa Romeo

Lancia

Porsche 911

Volkswagen

Tableau 2. 1 le nombre de cylindres et leur position [7]

2. 6. 1. 3 Joint de culasse :

Il assure l'étanchéité de la chambre de combustion il empêche les fuites d'eau et d'huile

entre la culasse et le bloc moteur.

Une bonne étanchéité ne peut être assurée que si les surfaces d'appui du bloc cylindre et

de la culasse sont parfaitement planes et propres.

Le joint de culasse est exposé à des efforts extraordinaires [7].

Remarque : la chambre de combustion est le volume qui se situe au-dessus du piston [3]. C’est

une chambre hermétique où est injecté le mélange air/essence pour y être comprimé, enflammé,

et créer une énergie mécanique [8].

Figure 2. 4 Joint de culasse [7]


63

2. 6. 1. 4 Culasse :

C’est une pièce qui comporte notamment des ouvertures afin de permettre l’admission des

gaz ainsi que leur échappement; ces ouvertures sont soit ouvertes ou fermées suivant la position

des soupapes [3].

Elle est disposée à l'extrémité supérieure du bloc moteur la culasse ferme le cylindre et

constitue la chambre de combustion.

Elle est fixée par des vis sur le bloc cylindre et séparée par celui-ci par un joint de culasse.

Dans la culasse se trouvent les logements des bougies (la bougie fait jaillir une étincelle

qui met le feu au mélange air/essence, créant une explosion [8]) et les éléments de commande

d'entrée et de sortie des gaz (soupapes et arbre à cames) [7].

Remarque : la came montée sur un arbre, cette pièce non circulaire sert à transformer un

mouvement rotatif en mouvement de poussé [8].

Elle doit supporter la haute pression de combustion. La culasse est fortement sollicitée

d’un point de vue thermique par les gaz de combustion, il faut donc la refroidir [7].

Figure 2. 5 Vue d’une culasse d’un moteur 4 cylindres [3]

2. 6. 1. 5 Carter inférieur :

Réserve d'huile du moteur pour le graissage fixé sous le poste moteur, soit en tôle ou en

alliage léger.

Son étanchéité est faite par un joint. Le carter inférieur comprend une vis avec un joint au

centre pour vidanger l'huile du moteur [7].


64

Figure 2. 6 Carter inférieur [7]

2. 6. 2 Partie mobile :

2. 6. 2. 1 Le piston :

C’est une pièce cylindrique de diamètre légèrement inférieur à celui du cylindre qui

participe à la formation de la chambre de combustion sous forme de paroi mobile.

Il accomplit des mouvements de va-et-vient entre les positions appelées point mort haut

(PMH) et le point mort bas (PMB) du cylindre [3].

Il sert à comprimer les gaz en vue d'une explosion, et qui après l'explosion transforme une

énergie thermique en énergie mécanique [8].

2. 6. 2. 1. 1 Rôle :

Le piston rempli quatre fonctions essentielles tout en étant mobile, il doit contribuer [7]:

à l'étanchéité entre la chambre de combustion et le carter. Il doit supporter la pression des

gaz créée par la combustion et la transmettre par l'intermédiaire de la bielle au

vilebrequin,

il doit résister aux forces latérales qu'il exerce sur la paroi du cylindre,

il doit conduire la chaleur aussi rapidement que possible à la paroi du cylindre,

il commande l'échange des gaz sur les moteurs 2 temps.

Le piston transmet au vilebrequin, par l’intermédiaire de la bielle, l’énergie qui lui fournie

par la combustion des gaz pendant la détente. Au cours des autres temps du cycle, c’est la bielle


65

qui commande le mouvement du piston déterminant ainsi l’admission des gaz, leur compression

et l’évacuation des gaz brûlés [4].

Le piston est soumis [4]:

D’une part, aux efforts engendrés par la combustion, aux forces d’inertie résultant de son

mouvement et de celui de la bielle ainsi qu’aux frottements contre les parois du cylindre

D’autre part, aux températures élevées résultant de la combustion et les frottements.

Il doit posséder un certain nombre de qualités [4]:

Assurer l’étanchéité aux gaz et à l’huile : cette condition peut être remplie par

l’adjonction de pièces d’étanchéité appelées « segments ».

Etre aussi léger que possible afin de réduire au maximum les efforts d’inertie, ces derniers

ayant une grande influence sur la tenue des coussinets.

Sa conception et la matière dont il constitué doivent permettre sa dilatation sous

l’influence de la chaleur, sans risque d’obtenir un serrage à chaud (grippage) ou,

inversement, un jeu trop important à froid (claquements), tout en assurant un guidage le

plus parfait possible dans les deux cas.

2. 6. 2. 1. 2 Forme :

Le piston affecte une forme légèrement tronconique. La partie inférieure appelée « jupe »

et servant au guidage du piston n’est pas soumise aux mêmes températures élevées que la partie

supérieure, appelée « tête », qui est en contact avec les gaz chauds.

En conséquence, la partie inférieure de la jupe a un diamètre légèrement supérieur au

diamètre de la tête, mais toutefois inférieur de quelques centimètres au diamètre du cylindre [4].

Elle porte, à l’intérieur, des bossages qui transmettent la poussée de la tête à l’axe

d’articulation du pied de bielle.

Pour assurer un guidage plus correct, tout en diminuant le jeu à froid et éviter le serrage à

chaud, on a fabriqué des pistons comportant des fentes généralement en T.

Ce mode de fabrication est surtout utilisé pour les pitons en aluminium.


66

Les fentes donnent une certaine élasticité au piston, diminuent les échanges de chaleur

entre la tête et la jupe du piston mais, par contre, amoindrissent sa rigidité.

La fente n’est pas dirigée selon une génératrice, mais selon une hélice afin d’éviter la

formation d’un bourrelet d’usure et de rayures contre le cylindre [4].

On distingue les pistons [4] :

A jupe ovalisée dont la dilatation, s’effectuant suivant le plus petit diamètre, tend, à

chaud, à redonner à la jupe une forme cylindrique ;

A jupe indépendante reliée au culot par deux barettes en métal « invar », c’est – à – dire

en un acier spécial au nickel à faible coefficient de dilatation;

A jupe thermostatique : deux anneaux d’acier, intérieurs à la jupe, lui permettent de

conserver sa courbure.

Figure 2. 7 Le piston [7]

2. 6. 2. 1. 3 Matière :

Le matériau du piston doit répondre à de nombreuses exigences. On le choisit [4]:

Moulable en raison de la complexité des formes,

Doté d’un bon frottement avec le matériau du cylindre,

Bon conducteur de la chaleur afin que la tête demeure à une température modérée et que

le risque d’auto – allumage soit écarté,


67

Léger, ce qui réduit l’importance des forces d’inertie.

Les moteurs actuels sont rapides. Aussi, les deux dernières exigences sont prépondérantes.

Autrefois les pistons étaient toujours en fonte. Cependant, malgré l’avantage représenté par une

usure moindre du cylindre due à la propriété lubrifiante du graphite contenu dans la fonte, leur

poids les a fait abandonner profil des pistons en aluminium ou en alliage d’aluminium.

On a cherché à obtenir des alliages d’aluminium ayant un coefficient de dilatation aussi

faible que possible, mais sans pouvoir atteindre un coefficient de dilatation aussi bas que celui de

la fonte.

On a donc été amené, avec les pistons en alliages d’aluminium, à prévoir un jeu à froid

plus grand entre piston et cylindre, ce qui entraîne quelquefois, à froid, un claquement du piston

provoqué par un faible déplacement latéral contre les parois du cylindre aux positions des points

morts [4].

2. 6. 2. 1. 4 Les segments :

Il doit toujours exister un certain jeu entre le piston et le cylindre. Ce jeu de

fonctionnement est, à froid, de l’ordre de 0.06 mm sur le diamètre pour un alésage de 80 mm. Il a

donc fallu prévoir un procédé d’étanchéité pour empêcher le passage des gaz dans le carter. De

plus, tout en permettant un graissage suffisant, il faut éviter les remontées de l’huile contenue

dans le carter et qui est projetée sur les parois du cylindre par le mouvement rapide du

vilebrequin et des bielles.

Pour remplir ces deux conditions, des anneaux élastiques en fonte douce (excellence

résistance à l’usure par frottement), appelés segments, sont placés dans les gorges du piston [4].

Il existe deux sortes de segments [4]:

Les segments d’étanchéité, destinés comme leur nom l’indique à empêcher le passage

des gaz de la chambre de combustion vers le carter.

Les segments racleurs qui empêchent les remontées d’huile du carter vers la chambre de

combustion.


68

2. 6. 2. 1. 5 L’axe de piston :

L’axe de piston est monté dans des alésages réalisés dans les bossages du piston. Il sert

d’articulation entre le piston et le pied de bielle. Il est presque toujours tubulaire. L’axe peut être

monté [4]:

Libre dans le piston, serré dans la bielle (solution Honda, Fiat) ;

Libre dans la bielle, serré dans le piston ;

Libre dans le piston et dans la bielle (solution Peugeot) appelé montage Full – Floating.

Dans le premier cas, l’axe de piston est monté à la presse dans le pied de bielle ou bien le

pied de bielle est fendu et le serrage est assuré par une vis. Avec les pistons en aluminium, ce

montage risque d’entraîner une usure assez rapide des alésages des bossages.

Dans le second cas, l’axe est fixé dans les bossages du piston de diverses manières:

Vis entre cuir et chair,

Goupille,

Ou par l’emploi d’un axe spécial à double portée conique.

Ce procédé est pratiquement abandonné actuellement.

2. 6. 2. 2 Soupapes :

Obstruateur mobile maintenu en position fermée par un ressort. Elle s'ouvre

momentanément sous la pression de la came [8].

Chaque cylindre d'un moteur 4 temps possède [7]:

1 soupape d'admission,

1 soupape d'échappement.

Les moteurs à régimes élevés ont deux soupapes d'admission et deux soupapes

d'échappement.

Leur ouverture et fermeture sont commandées par l'arbre à cames.

Plusieurs types de commande des soupapes, soit l'arbre à cames latéral tige de culbuteur et

culbuteur, soit l'arbre à came en tête avec attaque directe des soupapes avec un poussoir [7].


69

Figure 2. 8 Soupape [7]

2. 6. 2. 3 La bielle :

La bielle est la pièce mécanique dont une extrémité est liée au piston par l'axe de piston et

l'autre extrémité au maneton du vilebrequin.

Elle permet la transformation du mouvement rectiligne alternatif du piston en mouvement

circulaire continu du vilebrequin [7].

Elle se compose de trois parties [4]:

Le pied de bielle relié à l’axe du piston,

Le corps,

La tête de bielle qui « tourillonne » sur le maneton du vilebrequin.

Les dimensions caractéristiques d’une bielle sont [4]:

L’entraxe (L) entre la tête et le pied, (L = 1.7 à 2.3 * course)

Le diamètre (dp) du pied, (dp = 0.3 D pour essence et 0.4 pour Diesel)

La largeur (lp) du pied, (lp = 1 à 1.36 dp)

Le diamètre (dt) de la tête, (dt = 0.6 à 0.75 D)

La largeur (lt) de la tête. (lt = 0.7 dt)


70

Figure 2. 9 La bielle [7]

2. 6. 2. 3. 1 Le pied de bielle :

Le pied de bielle peut être fixé sur l’axe de piston ou tourillonner sur celui – ci.

Dans le premier cas, l’axe est monté à la presse dans l’alésage du pied de bielle.

Dans le deuxième cas, le pied de bielle est muni d’une bague en bronze phosphoreux

emmanchée à force. Elle est alors percée à sa partie supérieure d’un orifice en forme d’entonnoir

qui reçoit l’huile tombant d’une nervure du piston.

On laisse toujours un jeu de 2 à 3 mm entre le pied de bielle et les bossages, afin de

permettre un déplacement latéral, destiné à composer les déplacements du vilebrequin,

notamment au cours de l’embrayage [4].

2. 6. 2. 3. 2 Le corps de bielle :

Le corps de bielle relie le pied de bielle à la tête de bielle [7].

Il doit être particulièrement robuste car c’est lui qui subit tous les efforts. La section peut

présenter l’une des formes représentées ci – dessous.


71

La section tubulaire a surtout été utilisée au début de l’industrie automobile. C’est celle

qui offre la plus grande résistance pour un poids donné.

Actuellement, on utilise la section en I qui permet d’obtenir la bielle entière par une

simple opération de matriçage et qui présente, en outre, une bonne résistance à la flexion et au

flambage [4].

2. 6. 2. 3. 3 La tête de bielle :

La tête de bielle tourne sur le maneton du vilebrequin est coupée dans un plan

perpendiculaire à l'axe de la bielle pour permettre la pose des coussinets et son montage sur le

maneton du vilebrequin [7].

La conception de la tête de bielle change suivant que le moteur a une ou plusieurs rangées

de cylindres.

Dans le moteur à une rangée de cylindres, c’est la bielle simple classique qui est utilisée.

La tête est en deux parties, l’une solidaire du corps, l’autre appelée « chapeau », fixé au corps de

bielle par vis, par boulons ou par goujons et écrous [4].

2. 6. 2. 3. 4 Matériaux utilisés :

Les matériaux utilisés pour la fabrication des bielles sont les aciers spéciaux à haute

résistance. Ce sont en général des aciers au nickel – chrome traités pour avoir une résistance à la

traction comprise entre 90 et 105 daN/mm2. On utilise aussi des aciers au chrome – molybdène

mi – durs traités pour avoir les mêmes caractéristiques que l’acier ci –dessus.

Certains constructeurs utilisent des bielles en alliage d’aluminium qui ont l’avantage

d’être plus légères, mais présentent l’inconvénient d’être plus fragiles [4].

2. 6. 2. 4 Le vilebrequin :

Le vilebrequin ou arbre moteur est la manivelle en forme de Z qui reçoit la poussée de la

bielle et fournit un mouvement rotatif à partir du mouvement alternatif du piston.

La force exercée par la bielle ne passant pas par l'axe du vilebrequin applique à celui-ci un

couple qui se trouve en bout de vilebrequin sous forme de couple moteur.

A l'une des extrémités du vilebrequin le couple moteur est utilisé pour entraîner le

véhicule [7].


72

A l'autre extrémité une fraction du couple disponible est prélevée pour entraîner les

auxiliaires du moteur (arbre à cames soupapes etc.) [7].

2. 6. 2. 4. 1 Structure du vilebrequin :

Il comprend [4]:

Les tourillons qui permettent à l’arbre de reposer sur les paliers solidaires du bloc

moteur,

Les manetons sur lesquels s’articulent les têtes de bielle,

Les manivelles ou flasques, qui relient les tourillons aux manetons ou les manetons

entre eux,

Un dispositif de fixation du volant,

Un dispositif de fixation de roue dentée pour la commande du ou des arbres à cames

et de poulie pour la commande des organes de refroidissement de l’alternateur,

Des canalisations intérieures pour le graissage sous pression des manetons et des

tourillons.

Figure 2. 10 La structure du vilebrequin [7]


73

2. 6. 2. 4. 2 Caractéristiques :

Le vilebrequin est soumis aux efforts dus à la combustion et aux efforts d’inertie. En

raison des conditions de travail auxquelles il est soumis, il doit [4]:

Etre rigide, pour résister à la torsion et à la flexion,

Avoir une grande résistance à l’usure. Il doit pouvoir assurer son service sans usure

notable aussi longtemps que le piston (au moins 100000 km pour une voiture),

Etre soigneusement équilibré (statiquement et dynamiquement).

2. 6. 2. 4. 3 Matière :

Autrefois, les vilebrequins étaient en acier trempé et cémenté. Ce mode de fabrication

exigeait une rectification délicate et difficile après la cémentation car la surface du vilebrequin

était très dure.

Avec les aciers alliés, au Nickel – Chrome notamment, on a obtenu des duretés suffisantes

des portées, après un traitement thermique superficiel convenable.

Les vilebrequins actuels sont forgés et les manetons et les tourillons sont ensuite rectifiés

[4].

2. 6. 2. 5 Volant moteur :

Le volant moteur situé en bout de vilebrequin emmagasine de l'énergie durant le temps

moteur (combustion / détente). Il restitue durant les temps non moteur.

Le volant moteur est une masse d'inertie qui régularise et équilibre la rotation du

vilebrequin [7].

2. 6. 2. 5. 1 Rôle :

Le volant joue essentiellement un rôle régulateur. Le cycle à quatre temps ne comporte

qu’un temps moteur sur quatre. Le volant, monté en bout de vilebrequin, emmagasine sous forme

d’énergie cinétique une partie de l’énergie produite au cours de la détente pour la restituer

pendant les trois temps résistants et assure au moteur une vitesse sensiblement constante à un

régime déterminé, les écarts entre les vitesses extrêmes ne dépassant pas 1/60 de la vitesse


74

moyenne. Le moteur peut ainsi tourner au ralenti sans « caler ». Il doit servir au démarrage du

moteur [4].

Figure 2. 11 Volant moteur [7]

2. 6. 2. 5. 2 Montage :

Le montage peut s’effectuer de plusieurs façons, mais le plus généralement employé est la

fixation du volant par un certain nombre de vis sur une collerette située en bout de vilebrequin.

Le nombre de vis est variable, fonction de la puissance du moteur. La collerette est percée d’un

alésage dans lequel se trouve un roulement à bille qui sert de guidage à l’arbre principal de la

boite de vitesses. Le volant comporte un ou plusieurs repères dont l’un, placé en face d’un repère

fixe porté sur le carter, détermine la position du piston du premier cylindre pour l’allumage des

gaz compressés dans ce cylindre [4].


75

Figure 2. 12 Vue d’ensemble sur moteur découpé [3]

Figure 2. 13 Vue d’ensemble de l’intérieur d’un moteur avec culasse pivotée de 90°.

(sans bloc moteur) [3]


76

2. 7 Généralités sur les moteurs à combustion interne :

2. 7. 1 Définition :

Le moteur à combustion interne est une machine thermique qui convertit l’énergie

chimique du combustible en énergie mécanique, généralement sous forme d’un mouvement

rotatif d’un arbre [6].

Il est le groupe d’organes qui fournit l’énergie mécanique nécessaire à la marche du

groupe ou véhicule [1].

On appelle machine thermique tout dispositif capable de convertir de l’énergie thermique

en énergie mécanique (et inversement) et subissant une transformation cyclique. Cela suppose

que le système revient, après divers transformations, dans son état initial [9].

Elle transforme de la chaleur en travail mécanique par l’intermédiaire d’un fluide [10].

2. 7. 2 Classification des moteurs à combustion interne:

On trouve [6]:

Les moteurs à explosion (à essence):

La combustion du mélange air / essence est amorcée par l’étincelle d’une bougie

d’allumage

Système d’allumage commandé

Le mélange air / essence peut s’effectuer par:

Carburateur

Injection directe d’essence

Les moteurs à combustion (Diesel):

La combustion est déclenchée par l’injection du gazole sous pression dans de l’air

fortement comprimé.

Le mélange s’enflamme par auto inflammation, c’est-à-dire spontanément

Les moteurs rotatifs:

Le mouvement alternatif rectiligne est remplacé par la rotation d’un rotor qui réalise le

cycle trois fois par tour

Moteur atmosphérique:


77

Le mélange air/essence est injecté à la pression atmosphérique lors de la phase

d’admission.

Le taux de remplissage du cylindre est toujours inférieur à 1.

La puissance est limitée par ce coefficient

Moteur turbocompressé:

Le mélange air essence ou air est injecté avec une certaine surpression

La surpression est créée en faisant passer l’air d’admission dans un compresseur

Cela crée une suralimentation (taux de remplissage plus important)

Remarque : ne pas confondre entre [6]:

Injection indirecte d’essence: injection d’essence à basse pression en amont de la soupape

d’admission au temps d’admission

Injection indirecte de Diesel: injection de gazole à haute pression dans une chambre de

précombustion et de compression

Injection directe Diesel: injection de gazole à très haute pression (2000 bars) directement

dans le cylindre en fin de compression

Injection d’huile (moteur deux temps): le mélange essence / huile est effectué par

injection d’huile spéciale dans le carburant au temps d’admission

Selon la manière dont le mélange combustible est réalisé on distingue deux types de

moteur [1]:

Les moteurs thermiques utilisant un carburateur;

Les moteurs diesels alimentés en combustible par injection.

L’évolution des gaz de combustion peut s’effectuer plus ou moins vite ce qui nous conduit aux

moteurs à deux temps et aux moteurs à quatre temps [1].

Ces différents types de moteur sont utilisés différemment selon leur utilité, place etc. [8].

Tout d'abord le moteur le plus utilisé est le moteur en ligne:

Les cylindres sont dans une même ligne perpendiculairement au bas moteur.

On dispose d'un type de moteur semblable a celui la : le moteur à plat -> les cylindres sont

toujours en ligne mais incliné de 90°.


78

Ensuite il y a le moteur le plus connu le moteur en V:

Les cylindres sont de nombres pairs et leur position forment un angle de 60 a 90° celons

les cas.

Ensuite on trouve le moteur typique à la moto le moteur à plat opposé (flat twin):

Les cylindres sont comme le moteur a plat incliné de 90 ° mais cette fois ci ils s'opposent.

On trouve également d'autre moteur comme le moteur rotatif mais qui est peu utilisé.

On trouve dans la compétition des moteurs en V mais les cylindres sont disposés de façon

impaire comme le V3 ou le V5.

Il existe deux types de moteur à explosion : moteur à 2 temps et moteur à 4 temps [2].

Moteur 2 temps: Il y a une explosion par tour de vilebrequin. Ces moteur n’est pas très

performants, bruyants et polluants (gaz non brûlés, présence d’huile lubrifiante dans les

gaz) équipent principalement des machines bas de gamme ou des outils utilitaires (moteur

de mobylette, tronçonneuse, tondeuse à gazon, générateur).

Les moteurs à deux temps réalisent le cycle en deux courses de pistons et un tour de

vilebrequin [6]

Moteur 4 temps: Il y a deux explosions par tour de vilebrequin. Ces moteur sont très

utilisés dans le secteur automobile grâce à leur fiabilité, leur propreté, pas trop de

vibration, niveau de bruit moins important,… (rendement théoriquement plus faible que

pour les moteurs 2 temps !).

Les moteurs à quatre temps réalisent le cycle en quatre courses de piston et deux tours de

vilebrequin [6].

2. 7. 3 Comparaison entre les moteurs à 4 temps et à 2 temps:

Par rapport au moteur à 2 temps, le moteur à 4 temps est plus intéressante au niveau de la

pollution et son utilisation à long terme. En effet, un moteur 4 temps consomme moins qu'un

moteur 2 temps étant donné qu'avec un 4 temps, un cycle se déroule sur 2 tours de vilebrequin,

donc il permet au moteur de s'économiser.

Prenons un exemple concret. On fait 10 tours de vilebrequin avec un moteur à deux temps

et un moteur à quatre temps. Sur le 2 temps, on fera 10 cycles pour arriver à 10 tours, Tandis que


79

sur un 4 temps on ne fera que 5 cycles donc on économise par 2 l'utilisation des bougies, par 2 la

quantité de carburant consommé et ainsi la quantité de consommant brulé (polluant).

Cependant, même si l'entretien est moins fréquent sur le 4 temps il reste relativement plus

élevé que sur le 2 temps. La segmentation représente déjà 3 segments au lieu de 2 sur un 2 temps.

La différence majeure, est également la disposition de l'huile dans le moteur. Sur un

moteur 2 temps, l'huile sera mélangée avec l'essence et l'air afin de lubrifier tout le moteur.

Tandis que sur un moteur 4 temps l'essence et l'air ne rentre pas en contacte de l'huile. Ceci

permet également de réduire la pollution et la calamine dans le moteur [8].

2. 7. 4 Fonctionnement d’un moteur à quatre temps :

Le moteur thermique est une machine chargée de transformer l’énergie calorifique en

énergie mécanique. Son fonctionnement est ainsi régi à la fois par des paramètres dynamiques

(masse, vitesse, accélération…) liés à la cinématique du système bielle / vilebrequin, et par des

paramètres thermodynamiques (température, pression, volume), liés au principe du mélange

gazeux dans la chambre de combustion.

La combustion du mélange gazeux dans le cylindre génère le déplacement du piston. Ce

dernier par l’intermédiaire de la bielle, va permettre au vilebrequin de tourner. Un volant moteur

en bout de vilebrequin rajoute de l’inertie afin de régulariser la vitesse de rotation du moteur.

L’autre extrémité du vilebrequin permet d’entraîner l’arbre à cames et les divers accessoires :

pompes, alternateur, climatisation… La transmission du mouvement de rotation aux accessoires

ou à l’arbre à cames se fait grâce à des courroies, des chaînes, ou des pignons. L’arbre à cames

actionne les soupapes qui assurent les échanges gazeux dans le cylindre [11].

2. 8 Les moteurs à combustion interne à piston à mouvement alternatif :

Le moteur à combustion interne à piston est très ancien et il est difficile de trouver

actuellement des réalisations techniques aussi près des idées générales conçues il y a un siècle.

C’est en effet en 1876 que le général allemand Nikolaus August Otto réalisa le premier

moteur thermique utilisant le cycle à quatre temps imaginé 14 ans plus tôt par l’ingénieur français

Alphonse Beau de Rochas.


80

Avec les français Hugon et Lenoir apparaît en 1860 le moteur à deux temps, à un seul

cylindre, mais la première application de la compression préalable au cycle deux temps sera due,

en 1879, à Dugald Clerk.

Les moteurs à combustion interne qui sont alors fabriqués fonctionnent aux gaz de hauts

fourneaux ou à l’essence de pétrole avec allumage par étincelle.

Un autre type de moteur va naître des travaux de l’ingénieur allemand Rudolf Diesel qui

essaie, tout d’abord, d’appliquer le cycle de Carnot à la réalisation d’un moteur alimenté en

poussière de charbon. Celle – ci est injectée dans une atmosphère portée à une température élevée

par compression et elle doit s’enflammer au fur et à mesure de son introduction. En 1893, il

publia son fameux mémoire : « Théorie et construction d’un moteur thermique rationnel, destiné

à supplanter la machine à vapeur et les autres machines à feu connues aujourd’hui».

Quoique combattues, ses idées furent adoptées par la puissante société Krupp qui s’assura

des licences de ses brevets. En 1897, il présenta le moteur qu’il avait conçu avec la collaboration

des ingénieurs de la société Krupp et dont le parfait fonctionnement prouva la valeur des théories

avancées. Le succès de ce moteur fut rapide, tant pour la possibilité d’utiliser des huiles lourdes

de pétrole que pour la réduction de l’encombrement et l’absence de fumée, qui retinrent

l’attention de la marine [4].

2. 8. 1 Classification des moteurs à combustion interne à piston :

Selon le mode d’initiation de la combustion, on distingue deux types de moteurs:

Le moteur à allumage commandé (ou moteur à explosion) et le moteur à allumage par

compression (ou moteur Diesel) [4].

2. 8. 1. 1 Le moteur à allumage commandé (ou moteur à explosion):

Il utilise l’essence comme carburant. C’est le type de moteur le plus couramment utilisé

pour la propulsion des véhicules automobiles et des motocycles [4].

La combustion de l'essence est amorcée par l'étincelle d'une bougie ; ils possèdent un

système d'allumage commandé ; le mélange d'air et d'essence pouvant se faire

Soit par injection.


81

Soit par carburateur (depuis le 01/01/93, tous les véhicules neufs vendus en Europe sont

équipés d’un système d’injection) [7].

Si les moteurs à quatre temps sont généralement appliqués à l’automobile, les motocycles

utilisent pour leur propulsion des moteurs à quatre temps ou à deux temps.

La gamme de puissances des moteurs à allumage commandé se situe entre quelques

dixièmes de cheval et 1000 chevaux (1 ch = 736 W).

Dans ce moteur, l’inflammation des gaz est produite par une étincelle électrique qui

provoque « l’explosion » du mélange gazeux préalablement dosé par un carburateur.

Actuellement, on utilise également l’injection d’essence et fin d’admission et qui présente

certains avantages sur lesquels nous reviendrons [4].

Figure 2. 14 Moteur essence [7]


82

2. 8. 1. 2 Le moteur à allumage par compression (ou moteur Diesel):

Il est alimenté en combustible (gasoil) par injection. Les applications du moteur Diesel

sont multiples : traction routière et ferroviaire, marine, industrie, etc.… [4].

La combustion est déclenchée par l'injection de gazole sous pression dans de l'air

fortement comprimé (T° élevée) ; il se produit alors une auto-inflammation, ce qui signifie que le

mélange s'enflamme spontanément [7].

La gamme de puissances est plus étendue que celle des moteurs à allumage commandé

(entre quelques chevaux et 45000 chevaux). Les moteurs de forte puissance sont à deux ou quatre

temps. Ceux de faible ou de moyenne puissance sont à quatre temps dans la plupart des cas.

Le processus de combustion du moteur à allumage par compression est très différent de

celui du moteur à allumage commandé en ce sens que le combustible, finement pulvérisé, est

directement injecté en fin de compression dans les cylindres où il s’enflamme spontanément au

contact de l’air porté à haute température grâce à la compression. L’inflammation spontanée des

premiers éléments de combustible injectés se produit après un court délai (délai d’inflammation)

puis la combustion se poursuit au fur et à mesure de l’introduction du combustible dans la

chambre de combustion [4].


83

Figure 2. 15 Moteur diesel [7]

2. 8. 2 Comparaison entre les moteurs à essence et Diesel :

A partir de l’étude du cycle à 4 temps du moteur à essence et du moteur Diesel, on peut

dresser le tableau comparatif suivant [12]:


84

Temps du

cycle

Fonctions

assurées dans le

moteur à essence

Organes en

fonctionnement

Fonctions assurées

dans le moteur

diesel

Organes en

fonctionne

ment

1.

Admission

Admission d’un

mélange

air/essence préparé

et dosé par le

carburateur.

Soupapes

d’admission.

Carburateur ou

système

d’injection

d’essence.

Aspiration d’air

Soupapes

d’admission

.

2.

Compression

Compression du

mélange 8 à 16 bars

d’où échauffement

à 300°C environ.

Rapport

volumétrique 6 : 1

à 10 : 1.

Compression de l’air

très forte 20 à 35 bar

d’ou échauffement à

800°C environ.

Rapport

volumétrique 16 : 1a

24 : 1.

En fin de

course de

compression

Allumage du

mélange par

étincelle électrique

à la bougie

(explosion).

Allumeur et

bougies

d’allumage

Injection sous forte

pression (100 à 300

bar) du combustible

qui s’enflamme

spontanément au

contact de l’air

surchauffé.

Pompe

d’injection.

Injecteurs

3.

Combustion

ou explosion

Combustion et

détente

Combustion et

détente.

4.

Echappement

Evacuation des

gaz brûlés.

Soupapes

d’échappement.

Evacuation des gaz

brûlés.

Soupapes

d’échappem

ent

Tableau 2. 2 Comparaison entre les moteurs à essence et Diesel [12]

L’étude comparative montre que le moteur à essence et le moteur diesel ont des organes

qui assurent les mêmes fonctions [12]:

Organes qui établissent l’espace nécessaire à l’évolution du cycle moteur et transforment

le mouvement rectiligne alternatif du piston en mouvement de rotation du vilebrequin.

Ces organes sont les organes fixes (bloc-cylindres, cylindre, culasse) et les organes

mobiles (piston, bielle, vilebrequin) du mécanisme moteur.


85

Organes qui assurent l’admission et l’échappement des gaz dans les cylindres. Ces

organes sont les soupapes et l’arbre à cames du mécanisme de distribution.

L’étude comparative montre aussi que les moteurs à essence et diesel ont des organes qui

assurent de fonctions différentes [12]:

Le moteur à essence comporte un carburateur ou une injection d’essence qui est la

composante du système d’alimentation en essence. Ce système prépare le mélange

air/essence à l’extérieur du cylindre. La combustion dans le cylindre est provoquée par un

système d’allumage à allumeur et à bougies. Une étincelle électrique jaillit entre les

électrodes de la bougie afin d’enflammer le mélange par un apport de chaleur.

Le moteur diesel comporte une pompe d’injection et des injecteurs qui sont les

composantes du système d’alimentation en gas-oil. Ce système introduit dans le cylindre une

quantité précise de gas-oil sous pression. L’apport du gas-oil forme le mélange à l’intérieur du

cylindre. La combustion dans le cylindre se déclenche par auto-allumage contrôlé.

La différence essentielle entre le moteur à essence et le moteur diesel réside dans le mode

de formation du mélange et le mode d’allumage.

Le tableau ci-dessous indique comparativement les valeurs moyennes des données qui

caractérisent le fonctionnement des moteurs à essence et diesel [12]:

Exemples de valeurs Moteur à essence Moteur diesel pour

voiture Moteur diesel pour

camion

Pression moyenne, bars 8 à 11 6 à 8 7 à 10

Couple moteur, Nm 2 0 à 200 50 à 200 1000 à 1500

Puissance, kW 2 0 à 200 40 à 100 200 à 400

Tableau 2. 3 Comparaisons pour les valeurs moyennes des données qui caractérisent le

fonctionnement des moteurs à essence et Diesel [12]

2. 9 Le moteur Diesel rapide :

Dans le moteur Diesel rapide, après la compression normale de l’air (courbe BC), il se

produit, dès le début de l’injection, une précombustion très courte pendant laquelle la pression


86

monte brutalement. Cette précombustion, en raison de sa courte durée, peut être considérée

comme une combustion à volume constant et se traduit sur le diagramme par le segment vertical

CD.

La combustion se prolonge alors pendant toute la durée de l’injection, mais elle s’opère

cette fois à pression constante et se traduit au diagramme par le segment horizontal DE [4].

Figure 2. 16 Diagramme pression – volume d’un

moteur Diesel rapide [4]

Le cycle Diesel rapide présente donc la particularité d’être une combinaison des deux

cycles classiques dans lequel une partie du combustible brûle à volume constant et d’autre partie

à pression constante. On se trouve ici en présence d’un cycle mixte.

Le cycle mixte (cycle de Sabathé) se rapproche plus ou moins de l’un des deux cycles

classiques selon les réglages qui déterminent l’injection (réglages déterminés aux essais). Le

cycle à volume constant donne un rendement meilleur et le cycle à pression constante permet la

construction de moteurs plus légers puisque la pression maximale est plus faible [4].


87

2. 10 Critique du moteur Diesel :

Avantage:

Le moteur Diesel fournit de l’énergie mécanique meilleur marché que le moteur à

allumage commandé pour plusieurs raisons [4]:

Le rendement (le rapport entre l’énergie chimique utilisée et l’énergie mécanique fournie)

est meilleur, le taux de compression étant plus élevé, une proportion plus grande d’énergie

chimique est convertie en énergie mécanique. Le refroidissement est moins énergique car

on ne craint pas l’auto-allumage,

ce rendement se conserve à toutes les allures puisque le coefficient de remplissage reste

constant (aucune obturation sur la tubulure d’admission),

une proportion plus grande de chaleur est convertie en travail. En outre, la consommation

spécifique est en moyenne de 180 g par cheval – heure de gasoil au lieu de 250 g

d’essence dans le moteur à allumage commandé,

le combustible employé coûte moins cher,

De plus:

Le couple moteur est plus important et il reste sensiblement constant pour les faibles

vitesses car le remplissage est plus régulier [12].

les risques d’incendie sont moindres car le point d’inflammation du gasoil est plus élevé

que celui de l’essence,

les gaz d’échappement sont beaucoup moins toxiques car ils ne contiennent presque pas

d’oxyde de carbone (combustion plus complète) [4].

Inconvénients :

Les organes du moteur sont soumis à des températures élevées et à des efforts

considérables, si bien que la construction du moteur pose des problèmes plus complexes que pour

un moteur à allumage commandé. Les hautes températures sont indispensables pour enflammer

spontanément le combustible injecté. Les pressions obtenues en cours de combustion sont

voisines de 50 à 60 bars mais elles peuvent atteindre 100 à 120 bars s’il se produit un raté

d’inflammation [4].


88

En conséquences:

les organes du moteur sont largement calculés (construction lourde) [4], car ils sont

soumis à des températures élevées et à des pressions très fortes [12].

l’étanchéité entre le piston et le cylindre est plus difficile à réaliser et, pour l’assurer, on

est conduit à utiliser 5 à 6 segments [4],

il faut un refroidissement suffisant du moteur pour assurer une bonne tenue des métaux et

du lubrifiant (jupe et segments allongés pour faciliter de la chaleur vers le cylindre) [4],

Le graissage est plus délicat du fait de hautes températures atteintes et des charges plus

fortes des organes mobiles [12].

le moteur est plus coûteux à l’achat (la pompe d’injection et les injecteurs sont des

organes de construction délicate et très précise) [4],

la marche du Diesel est plus bruyante que celle du moteur à essence et l’on y perçoit

aisément un bruit de cognement caractéristique dû aux fortes pointes de pression dans les

cylindres [4].

L’aptitude au démarrage à froid est moins bonne [12].

2. 11 Le moteur à deux temps :

Un moteur fonctionnant selon le cycle à quatre temps (Beau de Rochas ou Diesel) ne

possède qu’un temps moteur sur quatre, ce qui conduit, en pratique, à deux inconvénients

majeurs [4]:

Irrégularité du couple, qu’on atténue en groupant plusieurs cylindres sur le même

vilebrequin. Il en faut quatre au moins pour obtenir un résultat acceptable;

Faible puissance massique, puisque les mécaniciens ne fournissent de la puissance que

pendant le quart de leur durée de fonctionnement.

Aussi, afin de raccourcir la partie du cycle non motrice, on a supprimé les courses

d’admission et d’échappement en réalisant ces opérations simultanément lorsque le piston se

trouve au voisinage du point mort bas grâce à des lumières dégagées ou obturées par le piston au

cours de son mouvement alternatif. Ceci permet une grande simplification de construction en

éliminant les organes de distribution (soupapes, arbre à cames, culbuteurs, …) [4].


89

2. 11. 1 Classification des moteurs à deux temps:

On peut classer les moteurs à deux temps selon [4]:

le mode de combustion:

moteurs à allumage commandé pour les petites cylindrées (vélo – moteurs, petites

motocyclettes, tondeuses à gazon)

moteurs Diesel ou semi – Diesel pour les grosses cylindrées

le mode de compression des gaz de balayage:

précompression dans le carter : le piston, agissant par sa face inférieure, comprime

les gaz frais dans le carter avant que ceux – ci ne soient transférés dans la chambre

de combustion, via le canal de transfert. Ce mode est principalement utilisé sur les

moteurs à essence.

Moteurs à compresseur séparé rotatif ou alternatif. On rencontre ce mode

principalement sur les moteurs Diesel.

Le mode de balayage:

Balayage par courant infléchi : les orifices d’admission et d’échappement sont très

voisins l’un de l’autre, ce qui impose aux gaz un circuit au cours duquel leur

mélange est inévitable.

Balayage direct ou équicourant : les orifices de distribution étant à chaque

extrémité du cylindre, les tourbillons sont plus réduits.

2. 11. 1. 1 Le moteur à deux temps à allumage commandé :

Comme tous les moteurs thermiques à mouvement alternatif, le moteur classique à deux

temps à allumage commandé comporte les quatre pièces principales : cylindre, piston, bielle et

vilebrequin.

Ce moteur est à précompression dans le carter, balayage par courant infléchi, et est du

type à trois lumières (ouvertures pratiquées à la partie inférieure du cylindre). Pour cette raison,

on l’appelle « moteur deux temps à trois lumières ».

Ces dernières correspondent à [4]:

l’admission du mélange carburé dans le carter,


90

l’admission du mélange carburé comprimé dans le cylindre,

l’échappement des gaz brûlés à l’extérieur.

En partant du haut du cylindre, on trouve la lumière E d’échappement qui est en

communication avec l’atmosphère. Puis, un peu plus bas, la lumière T qui est l’aboutissement du

canal de transfert reliant le carter au cylindre, et enfin, encore plus bas, la lumière d’admission A

qui est en communication avec le carburateur.

Le piston, au lieu d’être plat ou légèrement bombé comme dans les moteurs à quatre

temps, possède un déflecteur dont le rôle est de dévier vers le haut les gaz en provenance du

carter, ce qui assure un meilleur balayage des gaz brûlés en évitant une perte trop importante de

gaz frais puisque la lumière d’échappement est ouverte.

Le cylindre peut être refroidi par circulation d’eau pour les grosses puissances ou par air

pour les petites puissances ; dans ce dernier cas, le cylindre est garni d’ailettes de refroidissement

[4].

Figure 2. 17 Moteur à deux temps à allumage commandé [4]


91

2. 11. 1. 1. 1 Critique du moteur deux temps à allumage commandé :

Avantages [4]:

A cylindrée égale, la puissance d’un moteur deux temps est théoriquement le double de

celle d’un moteur quatre temps puisqu’il présente deux fois plus de courses utiles,

Le couple moteur est plus régulier que celui du quatre temps ; le volant est de dimensions

plus réduites,

Grande simplicité de construction (suppression des soupapes et de l’arbre à cames),

Le carter ne servant plus de réservoir d’huile, mais devant, au contraire assurer une

compression le plus élevée possible, a un très faible volume,

Moteur moins lourd,

Prix de revient plus bas que celui du quatre temps.

Inconvénients [4]:

Il est possible d’empêcher entièrement la sortie des gaz frais quand la lumière

d’échappement est ouverte, d’où rendement moins élevé que le quatre temps,

La détente des gaz brûlés est interrompue bien avant le PMB, ce qui constitue une perte

d’énergie,

A puissance égale, la consommation de carburant est plus importante,

Consommation d’huile plus forte par suite de la nécessité de diluer celle – ci dans

l’essence pour assurer la lubrification

Dépôt charbonneux dans la chambre de combustion provenant de l’huile contenue dans

l’essence,

Ratés aux petites allures (aucun réglage possible sur la distribution).

2. 11. 1. 2 Le moteur Diesel à deux temps :

Ce moteur est à compression séparée, balayage par équicourant. Le compresseur d’air

peut être solidaire de l’arbre moteur ou totalement indépendant.

Dans le premier cas, il accouplé directement sur l’arbre moteur (compresseur du type

ROOTS), ce qui réduit l’importance de l’installation, mais ne permet pas le démarrage.


92

Dans le second cas, une source d’énergie, autre que le moteur Diesel lui – même, entraine

le compresseur d’air si bien qu’il peut servir en plus au démarrage ; il est alors du type alternatif

en raison des fortes pressions à réaliser [4].

2. 11. 1. 2. 1 Critique du Diesel deux temps :

Avantages [4]:

Suppression de la distribution (sauf dans le cas où l’échappement est réalisé par

soupapes),

Un temps moteur par tour, donc puissance théoriquement double,

Volant moins lourd puisque couple plus régulier,

Pas de perte de combustible par balayage comme dans le cas du moteur à allumage

commandé.

Inconvénient [4]:

La pompe de balayage absorbe du travail au travail du cycle moteur puisque la pompe est

une machine réceptrice.

2. 11. 1. 3 Le moteur semi – Diesel:

Il s’agit d’un moteur Diesel à faible taux de compression. Comme conséquences directes

de la compression peu poussée, signalons [4]:

Avantages [4]:

Fabrication moins soignée

Prix d’achat peu élevé

Entretien peu onéreux

Construction plus simple

Inconvénient [4]:

Rendement moins bon


93

Il ne se construit que pour de faibles puissances (1 à 100 ch) et se rencontre où les

services mécaniques d’entretien sont peu développés (agriculture, pêche). On le construit en deux

temps sans soupape (simplicité).

La compression étant moins élevée que pour le moteur Diesel classique (20 bar au lieu de

35 bars), il en résulte que la température en fin de compression est insuffisante pour enflammer le

combustible. A cet effet, on mélange une surépaisseur S dans la culasse. Cette surépaisseur

s’échauffe et reste portée au rouge pendant le fonctionnement du moteur. On lance contre elle le

jet de gasoil qui est ainsi pulvérisé, vaporisé et enflammé (injecteur I est donc rudimentaire).

Au démarrage, on chauffe la surépaisseur au moyen d’une lampe à pétrole pendant

quelques minutes (la culasse n’est jamais refroidie). L’air comprimé de balayage provient du

carter et est introduit dans le cylindre par le canal de transfert. L’aspiration de l’air s’effectue par

des clapets disposés dans le carter. Une porte de visite permet l’accès à la bielle et aux clapets.

Ce moteur s’apparente au moteur deux temps à allumage commandé. La bougie est

remplacée par la surépaisseur, le mélange gazeux est remplacé par de l’air pur et non de l’air

carburé, et le carburateur est remplacé par l’injecteur et la pompe d’injection [4].

CHAPITRE III DIAGRAMME p - V

94

3. 1 Introduction :

Le modèle thermodynamique de diagnostic est un outil de grande utilité qui permet

d’obtenir, comme résultat fondamental, la loi de dégagement de chaleur du moteur Diesel à

injection directe en combustion à partir du signal de pression mesuré à l’intérieur du cylindre

et d’une série de données du moteur et son fonctionnement, de l’instrumentation utilisée, ainsi

que des caractéristiques du combustible employé.

En outre, si on dispose parmi les données expérimentales du signal de levée d’aiguille

de l’injecteur, le modèle permet à l’utilisateur de calculer une série de paramètres orientatifs

qui caractérisent le processus d’injection-combustion.

L’utilisation de ce modèle en essais en moteur entraîné permet de calculer la

transmission de chaleur du moteur étudié et à partir de ce résultat calculer la référence

angulaire du fichier de pressions.

Pour obtenir loi de dégagement de chaleur, le modèle résout le Premier Principe de la

Thermodynamique pour des systèmes ouverts et l’équation d’état. Comme utilitaire

complémentaire on dispose d’une base de données où est stockée toute l’information digne

d’intérêt disponible sur les moteurs, l’instrumentation et les combustibles utilisés ainsi que les

résultats obtenus tant en entraînement qu’en combustion [13].

3. 2 Traitement des fichiers de pression:

Dans cette partie est décrit le processus que suivent les fichiers de pression une fois

enregistrés dans l’ordinateur après avoir été recueillis par le système d’acquisition.

L’information est enregistrée dans l’ordinateur en format binaire et les valeurs sauvées

ne sont pas en unités de pression, mais restent enregistrés en volts. Ces valeurs sont

l’information de l’essai à l’état pur, telle qu’elle est produite par celui-ci, et sont celles qui sont

stockées sur disquettes pour traitement ultérieur.

Une fois que l’on dispose de l’information de l’essai, les étapes suivies sont les

suivantes [13]:


95

3. 2. 1 Traduction des fichiers binaires:

On convertit les valeurs du système binaire au système décimal. Cette conversion

dépend du système d’acquisition de données utilisé, c’est-à-dire, de la façon dont ce système

convertit les valeurs de l’essai au système binaire. C’est la raison pour laquelle apparaissent

deux possibilités de systèmes d’acquisition, du fait que chaque système génère un fichier

binaire avec ses propres caractéristiques.

On convertit les valeurs en volts à des valeurs en bars. Dans le cas du système

d’acquisition CMT, cette étape est réalisée en multipliant chaque valeur en volts par le rapport

bars/volts et par le coefficient de calibration du capteur utilisé.

Dans le cas du système d’acquisition AVL, cette étape est réalisée d’une manière

analogue, bien que possédant ses propres caractéristiques.

3. 2. 2 Obtention du cycle moyenné:

A chaque prise de mesure lors de l’essai on enregistre l’information d’un nombre de

cycles du moteur déterminé, avec l’objectif de minimiser les incertitudes dues à la dispersion

cyclique. Cette étape consiste à calculer le cycle moyen de toutes les mesures. La pression en

un point (i) est calculée comme le quotient entre la somme des pressions en ce point dans

chacun des cycles pris et le nombre de cycles total.

P moyenP cycles

Nbr cyclesi

i( )

( )

3. 1

Le nombre recommandé de cycles à enregistrer en essais en moteur entraîné est

2025, ce qui suppose un bon compromis entre la précision des mesures et la consommation

en temps et mémoire du traitement de ces fichiers. Dans le cas des essais en combustion c’est

l’utilisateur qui devra décider le nombre de cycles à acquérir bien qu’on suggère pour les

moteurs Diesel à injection mécanique le même nombre de cycles qu’en moteur entraîné.

3. 2. 3 Filtrage du signal moyenné:

Même en prenant les plus grandes précautions lors de l’acquisition et même en

utilisant un matériel de la meilleure qualité, des oscillations seront produites (bruit du signal)

dans les valeurs de pression enregistrées.


96

Avec l’objectif d’éliminer ces oscillations, on a implémenté un processus de filtrage

sur la courbe de pression enregistrée, dont le résultat est une nouvelle courbe de pression

destinée à être utilisée ultérieurement dans les calculs.

Le processus de filtrage des courbes de pression obtenues en entraînement est très

important, du fait que la dérivée de la courbe de pression sera utilisée ultérieurement pour

calculer l’exposant polytropique et la chaleur transmise expérimentalement. Si les courbes de

pression présentent des oscillations, celles-ci seraient amplifiées lors de l’obtention de la

dérivée et le calcul de l’exposant polytropique serait incohérent.

En combustion, le processus de filtrage devra éliminer les oscillations de haute

fréquence du signal de pression qui ultérieurement sera utilisé pour le calcul du diagramme

indiqué et de la loi de chaleur dégagée. Ce processus devra être réalisé de telle façon qu’on ne

perde pas d’information pour obtenir, de manière fiable, des valeurs instantanées dans le

cylindre comme : les pressions et température maximales, le gradient de pression maximal et

la “vitesse maximale de combustion”.

L’outil utilisé dans le modèle pour le processus de filtrage est la Transformée Rapide

de Fourier. Celle-ci est un outil pour l’analyse de données qui est utilisé comme étape

intermédiaire dans la détermination des fichiers de transfert, filtres, convolutions, corrélations,

interpolations, etc.…

3. 2. 3. 1 Transformée Rapide de Fourier:

Comme algorithme de calcul on a opté pour la Transformée Rapide de Fourier, ce qui

suppose un bon compromis entre la qualité des résultats et le temps et la mémoire employés.

L’utilisation de cet algorithme est restreinte à des signaux périodiques de période T. Dans ce

cas on prend comme période le cycle thermodynamique (720° de rotation du vilebrequin).

Le processus consiste à transformer les données du domaine temps au domaine

fréquence puisque dans ce domaine le signal est mieux caractérisé pour permettre une

distinction plus simple entre information valide et bruit.

L’algorithme utilisé travaille pour des fonctions discrètes avec un nombre de points

qui soit une puissance de deux. Cette restriction de l’algorithme oblige à normaliser le signal

de pression à 1024 points, à 2048, etc... Il est souhaitable de normaliser à un nombre de points

plus grand que celui du signal à filtrer.


97

La transformée de Fourier est une somme infinie de fonctions sinus et cosinus dans le

cas de fonctions continues. Dans le cas de fonctions discrètes on a une somme de 1 à N

fonctions sinus et cosinus, N étant la moitié du nombre de points d’échantillonnage sur la

période considérée. Ceci est dû au fait que l’on dispose d’une information discontinue car la

fonction est discrète. De ce fait on obtient des fonctions du type [13]:

2

2

00

2

1

T

T

tjndtetPnP

3. 2

P n a a n t b sin n tn n

N

0 0 0 0

1

cos 3. 3

où 0= 2/T.

Le bruit apparaît à hautes fréquences dans l’analyse du cycle moyen et dans le cas où

il y a modulation il apparaît à la fréquence caractéristique du phénomène (50Hz) dans

l’analyse sur les cycles avant qu’ils soient moyennés.

Sur la figure suivante on observe le spectre du signal. Sur l’axe des ordonnées on a le

module, c’est-à-dire, a bn n2 2 et sur l’axe des abscisses on a N, c’est-à-dire, le nombre

d’harmonique. La notation a0 indique la composante continue du phénomène.

Figure 3. 8 Spectre du signal de pression avant filtrage [13]

1 10 100 1000

Numero de armonico

1E-2

1E-1

1E+0

1E+1

1E+2

1E+3

1E+4

1E+5

1E+6

1E+7

Pre

sio

n (

pa

sca

les)

a0


98

Cette fonction est celle que l’on filtre, c’est-à-dire qu’on construit une nouvelle

fonction exprimée comme suit :

P n P n nF 0 0 3. 4

où: (n) = 0 pour n c + b/2

(n) = 1 pour n c - b/2

nn

b

c

cos /1 2 3. 5

Les fonctions (n) et P nF 0 sont présentées sur les figures suivantes:

0 20 40 60 80 100

Numero de armonico

0.0

0.4

0.8

1.2

Filtro

Figure 3. 9 Fonction (n) [13]


99

Figure 3. 10 Spectre du signal de pression après filtrage [13]

Le graphique de la figure 3.10 est la résultante du filtrage du graphique de la figure 3.

8. Le filtre employé dans le cas des fichiers de pression de moteur entraîné est celui présenté

sur la figure 3. 9 ce filtre a été centré sur l’harmonique 48 avec une largeur de bande de 10. Le

filtre utilisé en combustion a été centré sur l’harmonique 240 avec une largeur de bande de

120.

Sur les figures 3. 8 et 3. 10 on a utilisé des échelles logarithmiques, tandis que sur la

figure 3. 9 on a utilisé l’échelle décimale.

Une fois le signal filtré, en effectuant l’opération inverse on obtient la fonction

originale. Pour la reconstruction correcte du signal original, d’après le théorème de Shannon il

est important que la fréquence d’échantillonnage 0 soit au moins le double de la fréquence de

la composante du signal ayant la fréquence la plus élevée.

Le processus est simple puisqu’il suffit de multiplier par j la fonction en domaine

fréquence puis reconstruire le signal. Cette manière de dériver amène moins de problèmes que

les différents algorithmes pour la dérivation de fonctions discrètes. Il convient de se rappeler

que le processus de dérivation amplifie considérablement le bruit présent dans un signal.

D’autres filtres qui pourraient être utilisés sont les filtrages par moyennes mobiles de

divers types, cependant les résultats obtenus présentent un niveau excessivement élevé de

bruit, surtout pour la dérivée de la pression, ils ont donc été écartés.

1 10 100 1000

Numero de armonico

1E+0

1E+1

1E+2

1E+3

1E+4

1E+5

1E+6

1E+7

Pre

sio

n (

pa

sca

les)

a0


100

3. 2. 4 Références du fichier de pression:

Référence de niveau:

Le capteur de pression en chambre ne mesurant que des pressions relatives, il est

nécessaire de corriger les valeurs mesurées pour obtenir des pressions absolues.

La “mise en référence” du fichier de pression pour le moteur entraîné se fait de façon à

ce que la courbe de FQL soit égale à 0 entre la fermeture et l’ouverture des soupapes. La

valeur initiale de référence se donne au PMB: pPMB pADM. A partir de cette valeur initiale, on

obtient une valeur finale de référence au PMB par itérations successives.

Dans le cas où le fichier de pression correspond à un essai en combustion, la mise en

référence se fait de façon à ce que la FQL soit égale à 0 jusqu’au moment du début d’injection

[13].

Référence angulaire:

La référence angulaire du fichier de pression se réalise en déterminant le déphasage

géométrique (distance angulaire entre la première mesure et le point où la pression est

maximale) et en calculant par la méthode de Hohenberg le déphasage thermodynamique

(distance angulaire entre le point où la pression est maximale et celui où le volume cylindre

calculé est minimum). Les deux méthodes sont exposées à continuation [13].

- Calcul du déphasage:

Afin de réaliser un diagnostic expérimental fiable du processus de combustion une

détermination correcte du déphasage entre la première mesure de pression (ou trigger) par

rapport à la situation du PMH est indispensable. D'une référence angulaire correcte et du

niveau du fichier de pression dépendront énormément les résultats à obtenir.

Les méthodes pour le calcul de la référence angulaire du fichier de pression peuvent

être théoriques et expérimentales. Dans cette partie on décrit la méthode théorique employée

dans le modèle pour la détermination du PMH.

Le volume dans le cylindre est défini en fonction de l'angle de rotation du vilebrequin

comme le décrit la partie sur le calcul du volume du cylindre.


101

Si pour le moteur en étude on néglige les déformations mécaniques, et si du point de

vue thermodynamique idéal on pouvait considérer le moteur comme un système fermé et

adiabatique, dans lequel toute diminution du volume produirait une augmentation de la

pression de telle sorte qu'au point de volume minimum apparaîtrait le point maximum de

pression, on observerait une symétrie entre la courbe de pression autour du PMH de

compression, qui s'étend tout le long du cycle fermé.

Si on rejette les hypothèses précédentes en écartant les conditions idéales, si on

considère que les chaleurs spécifiques varient avec la température, qu'il existe des fuites de

masse à travers les segments, que le volume du cylindre dépend des déformations mécaniques,

et si on considère la transmission de chaleur à travers les parois du cylindre, il apparaît une

nouvelle courbe pression-angle qui n'est pas symétrique par rapport au PMH, dans laquelle le

point maximum de pression se trouve avant le point de volume minimum. Ce déphasage est

appelé déphasage thermodynamique (t) et il est composé du déphasage de pertes de chaleur

(c), partie la plus importante, et du déphasage dû aux pertes massiques (m ).

Ainsi, à partir d’ici on appellera déphasage géométrique le déphasage, mesuré en

degrés de tour du vilebrequin, qui existe entre le signal de 1 x tour et le point de pression

maximum. On appelle déphasage thermodynamique le déphasage entre le point de pression

maximum et le PMH, point de volume minimum dans le cylindre. A son tour le déphasage est

composé d’un déphasage dû à l'échange de chaleur entre le gaz à l'intérieur du cylindre et les

parois de celui-ci et d’un autre déphasage dû aux pertes massiques en fuites à travers les

segments. Sur la figure 3. 11 on observe une représentation des différents déphasages à tenir

en compte lorsqu'on établit la référence du fichier de pression.


102

Figure. 3. 11 Schéma des différents déphasages à tenir en compte pour la détermination

du PMH [13]

- Détermination du déphasage géométrique:

Une fois que les fichiers de pression ont subi un traitement de traduction en moyenne

et un filtrage, le premier pas pour le calcul du PMH consiste à obtenir le déphasage

géométrique entre la première mesure et le point de pression maximum.

La méthode qu'on utilise dans le modèle consiste à localiser directement dans le fichier

la pression maximum ainsi que l'angle correspondant. Etant donné que le signal de pression

est un signal discret, le point maximum de pression lu ne correspond pas toujours avec le

point maximum de pression réel. Pour cette raison on prend le point de pression maximum lu

et un certain nombre de points avant et après, distants à intervalles réguliers d'angle qui

coïncident avec la résolution angulaire de la prise de mesure pendant l'essai. Avec ces points

on adapte un polynôme de degré n entre 2 et 5. On choisit la méthode de régression des

minima carrés. Après avoir obtenu ce polynôme on dérive et on recherche sa valeur maximum

ainsi que l'angle correspondant.

Evidemment la précision de ce calcul dépend de la résolution angulaire avec laquelle

on a pris les mesures bien que la variation qui se produit avec l'une ou l'autre n'est pas très

importante.


103

On a réalisé des essais en faisant varier le nombre de points choisis et le degré du

polynôme de réglage. On peut observer les valeurs des déphasages obtenues dans chaque cas

dans le tableau suivant.

Pol. degré 2 Pol. degré 3 Pol. degré 4 Pol. degré 5

7 points 17.44 17.47 17.45 17.46

15 points 17.43 17.45 17.47 17.40

25 points 17.43 17.43 17.42 17.40

Tableau 3. 1 Déphasages géométriques calculés en ajustant la courbe de pression pour

des polynômes de différent degré [13]

L'option choisie est celle d'un polynôme de 2d degré avec 7 points au total (3-1-3), où

la valeur de l'angle est le paramètre indépendant et la valeur de la pression le paramètre

dépendant.

Pour le calcul de l'angle de pression maximum il est seulement nécessaire de localiser

le point maximum du polynôme, point où l’on vérifie que sa dérivée est nulle.

Il faut expliquer que le choix de l'intervalle angulaire de mesure se trouve entre 0.5

0.6 degrés, ce qui est un bon compromis entre la précision des mesures, la fiabilité des valeurs

de pression obtenues et le coût total de la mesure. Il faut tenir compte du fait que la mesure est

conditionnée par toute une série d'incertitudes qui font qu'un échantillonnage plus exhaustif

n'apporte pas plus de qualité aux mesures, en rendant cependant plus coûteux en temps et en

espace de mémoire disponible le processus d'enregistrement des signaux. Pour le traitement

des fichiers de pression cette résolution angulaire est suffisante, à cause des temps

caractéristiques du processus en étude.

Lorsqu'on travaille avec des résolutions plus grandes dans les fichiers d’entraînement il

arrive qu'autour du point maximum de pression on trouve des valeurs de pression

contradictoires avec la réalité. Dans ces cas lorsqu'on utilise des polynômes de degré supérieur

à 2, on essaie d'adapter ceux-ci aux irrégularités de la mesure produisant des résultats peu

précis.

L'augmentation du nombre de points n'entraîne pas de différences importantes entre les

mesures bien que le réglage dans la zone haute du cycle soit moins bon à cause de l'algorithme

employé et de la pression réelle qui est une polytropique d'exposant variable qui ne peut pas

être complètement ajustée par un polynôme.


104

- Calcul du déphasage thermodynamique:

Méthode de Hogenberg :

Hogenberg considère séparément l'influence sur le déphasage thermodynamique de

l'échange de chaleur gaz-paroi et des pertes massiques dues aux fuites. Lorsqu'on calcule les

pertes de chaleur, les pertes massiques ne sont pas considérées et vice-versa. Pour chaque cas

on détermine une valeur angulaire et la somme des deux valeurs constitue l'angle de déphasage

thermodynamique. Il faut noter que le calcul est fait pour le point de pression maximum où

peuvent être appliquées les simplifications du mécanisme bielle-manivelle décrites dans la

partie sur le calcul du volume du cylindre.

- Calcul du déphasage par échange de chaleur gaz-paroi:

De l'application du premier principe de la thermodynamique pour un système fermé

défini par le volume du cylindre, en posant l'équation d'état du gaz qui évolue comme un gaz

parfait, et avec le quotient entre chaleurs spécifiques variable avec la température selon la

corrélation proposée dans la partie de calcul des propriétés thermodynamiques, on obtient les

expressions suivantes [13]:

dQ du pdV

pdV Vdp mR dTgas

3. 6

Lorsque la pression est maximum dans le cylindre (P=Pmax) on auradp

d0 , et de la deuxième

équation on obtient :

mdTpdV

Rgas

3. 7

L'équation du premier principe de la thermodynamique devient :

dQ mc dT pdVc

RpdV

R

RpdV

c

RpdVV

V

gas

gas

gas

P

gas

3. 8

Si on dérive maintenant par rapport à l'angle au lieu du temps :

Q

t

Q d

dt

dQ

dt

Q dQ

dt

Qn 2 3. 9


105

Q

d

c

Rp

V

d

P

gas

max 3. 10

La valeur de

V

d sera :

V

dk

Pmax

q 1 kD

AS

W1

2

41

21

3. 11

En opérant ainsi avec (3.8), (3.9), (3.10) et (3.11) et si on sait que la transmission de chaleur

par convection obéit à l’équation Q h A T TW w

, où h est le coefficient de pellicule, AW

est la section variable avec l'angle et TW est la température des parois, on obtient :

h A T Tn

c

Rp k

h A T Tn

c

Rp k

Qn

c

Rp k

WP

gasmax q

q

W W

p

gasmax

P

gasmax

1

2

1

2

1

2

1

1 1

3. 12

Expression finale du déphasage angulaire dû aux pertes de chaleur. On peut observer

que le déphasage est directement proportionnel aux pertes de chaleur, Q

et inversement

proportionnel au régime de rotation, à la pression maximum et à la constante qui caractérise

les formes géométriques du moteur k1. Il est à noter que dans la formule la valeur de l'angle de

déphasage dépend de la transmission de chaleur considérée, de ce fait il est nécessaire de

caractériser la transmission de chaleur d'une façon ou d'une autre. En principe on utilisera pour

la caractérisation le modèle de Woschni.

Le paramètre le plus important qui influe la valeur de cP est la température, avec une

valeur moyenne au PMH égale à :

Tp V

m R

p V

m Rgas

cc

gas

3. 13

Dans cette expression il y a trois valeurs qui influent et qui dépendent des valeurs

mesurées aux essais, outre d'autres qui dépendent des caractéristiques géométriques du moteur.


106

La valeur de la pression mesurée dépend du processus d'acquisition et de la référence du

niveau de pression donnée au fichier.

La valeur de m, c'est à dire de la masse qu'il y a réellement dans le système fermé

considéré, dépend en grande mesure de la qualité de la mesure du débit d'air, du calage de

l'arbre à cames du moteur et aussi des pressions d'admission et échappement de

fonctionnement du moteur. Ces derniers facteurs conditionnent la quantité de gaz qui reste ou

qui court-circuite lors du processus de remplissage. De ce fait initialement la masse m utilisée

pour les calculs du déphasage thermodynamique sera la masse mesurée par l'admission du

moteur affectée du coefficient (1 + 1/rC) comme première approximation. Une fois calculé le

déphasage préliminaire, utilise le modèle quasi-stationnaire pour calculer la masse de court-

circuit et les résiduels de façon qu'on obtienne la masse qui évoluera finalement dans le

cylindre.

Un autre aspect important est le rapport de compression. Sous les conditions réelles de

fonctionnement du moteur l'ensemble vilebrequin, bielle et piston, de même que la culasse, ne

sont pas des éléments rigides, se déformant et absorbant les jeux selon les efforts auxquels ils

sont soumis. Parmi ces efforts ceux dus aux forces d'inertie d'un côté et ceux dus à la pression

d'un autre sont fondamentaux. La valeur du rapport de compression dynamique se calcule

comme on a vu précédemment.

- Calcul du déphasage par pertes massiques:

On calcule maintenant l'angle de déphasage dû aux pertes massiques qui se produisent

à travers les segments pendant la compression à cause de l'augmentation de la pression à

l'intérieur du cylindre, et qui donnent lieu à une avance du point maximum de pression par

rapport au PMH.

On suppose pour les calculs un saut supercritique entre le cylindre et le carter, du fait

que la pression dans la chambre de combustion est très supérieure à celle du carter. Dans ces

conditions la perte massique, dans ce cas par blow-by est calculée par l'expression suivante :

m Ap p

tbb effect cmax crit

c

.

2 3. 14

pcrit - Pression critique.


107

c - Densité de la charge au cylindre.

- Coefficient de compressibilité.

Où la valeur de la pression critique se calcule ainsi :

p pc T

c T Rcrit

p

p gas

2

1

1

3.15

Et la valeur du coefficient de compressibilité vaut :

1

2 1

p

p

p

p

p

p p

crit crit

crit

3. 16

Si on pose l'équation des gaz parfaits :

pdV

dR T

dm

dmax gas

3. 17

Et du fait que :

dtdt

dd

nd

1

2 3. 18

Et comme on a vu précédemment :

dV

dk

1

3. 19

On obtient :

P k R T AP

R T

P P

nmax m gas effecmax

gas

max

c

1 21

2 .

*

3. 20

Si on obtient la valeur de l'angle de déphasage par pertes massiques on a :

m effecmax

c

An k

P P

1

2

12

1

*

3. 21


108

On prend comme section effective Aaffec = 3.510-6

D (m2) (D en m).

On arrive à l'expression finale suivante du déphasage par pertes massiques :

m BB

max

C

C Dn

ApS

P P

3 5 10

1

2

1

21

26.

*

3. 22

Où Ap - Aire du piston.

(1+) = 1 + rapport manivelle/bielle.

CBB : Coefficient pour ajuster le débit de blow-by à partir de la mesure expérimentale.

Les pertes massiques contribuent très peu par rapport aux pertes de chaleur sur le

déphasage thermodynamique. Pour cette raison l’ajustement des pertes de chaleur est le plus

important. La valeur de la section effective peut être caractérisée expérimentalement en

mesurant le débit de blow-by du moteur puis en le comparant avec la valeur obtenue des

calculs théoriques.

CHAPITRE IV DETERMINATION DU VOLUME INSTANTANE

109

4. 1 Calcul du volume instantané dans le cylindre:

Dans cette partie on décrit la méthode employée, dans le modèle, pour le calcul du

volume dans le cylindre à chaque instant pour des géométries avec ou sans décentrement. Le

fait de décentrer légèrement le piston par rapport au vilebrequin est une solution adoptée par

certains constructeurs afin que la détente soit plus lente et que le processus de combustion se

complète plus rapidement. Sur les figures ci-dessous on précise la signification des termes

employés dans les équations [13].

Figure 4.1 Schéma du moteur avec la nomenclature employée [13]

où:

L : longueur de la bielle

R = S/2 : étant le rayon du maneton

d: décentrement

e = d/R

= R/L

Lmáx : hauteur maximum

L() : hauteur en fonction de l'angle

D : diamètre du piston

: angle de rotation du vilebrequin. L'origine des angles est le PMH


110

: angle de la bielle

Le volume en fonction de l'angle sera une fonction somme du volume de la chambre de

combustion (Vcc) et du volume variable avec l'angle du cylindre, qui peut être exprimé

comme la section multipliée par la différence entre la longueur maximum et la longueur en

fonction de l'angle [13]:

𝑉𝛼 = 𝑉𝑐𝑐 + 𝜋 𝐷2

4 𝐿𝑚𝑎𝑥 –𝐿(𝛼) 4. 1

Lmax s'exprime ainsi:

𝐿𝑚𝑎𝑥 = 𝑅 + 𝐿 cos 𝜃 = 𝑅 + 𝐿 1 − 𝑠𝑖𝑛2 𝜃 4. 2

Dans cette expression on ne connaît pas la valeur de l'angle qui peut être obtenue

comme suit [13]:

𝜃 = arcsin𝑑

𝑅 +𝐿 = arcsin

𝑑

(1 +1 𝜆) 𝑅 = arcsin

𝑒

(1 +1 𝜆) 4. 3

Si e <<< 1 comme c'est le cas réel on peut faire la simplification suivante [13]:

sin𝜃 = 𝑒

(1 + 1 𝜆) 4. 4

L'expression de 𝐿𝑚𝑎𝑥 devient [13]:

𝐿𝑚𝑎𝑥 = 𝑅 + 𝐿 1 − 𝑒

1 + 1 𝜆

2 = (1 + 1 𝜆) 𝑅 1 −

𝑒

1 + 1 𝜆

2= 𝑅 (1 + 1 𝜆) 2

− 𝑒2 4. 5

𝐿𝑚𝑎𝑥 = 𝑅 (1 + 1 𝜆) 2 − 𝑒2 4. 6

Maintenant on peut calculer la valeur de L().

Comme on vérifie la relation 𝑅 sin𝛼 = L sinβ + d on a :

sin𝛽 = 𝑅

𝐿sin𝛼 −

𝑑

𝐿 =

𝑅

𝐿 sin𝛼−

𝑑 .𝑅

𝐿.𝑅 = (sin𝛼 − 𝑒) 4. 7

Et comme on a aussi :

𝐿 𝛼 = 𝑅 cos 𝛼 + 𝐿 cos 𝛽 4. 8

Et

𝑐𝑜𝑠2𝛽 + 𝑠𝑖𝑛2𝛽 = 1


111

𝑠𝑖𝑛2𝛽 = 1 − 𝑐𝑜𝑠2 𝛽 ⇒ cos𝛽 = 1 − 𝑠𝑖𝑛2𝛽

cos𝛽 = 1 − 𝑅

𝐿 (sin𝛼− 𝑒)

2 = 1 −

𝑅2

𝐿2 (sin𝛼− 𝑒)2 4. 9

𝐿 𝛼 = 𝑅 cos 𝛼 + 𝐿 cos𝛽 = 𝑅 cos𝛼 + 𝐿

𝑅 cos 𝛽 = 𝑅 cos 𝛼 +

𝐿

𝑅 1 −

𝑅2

𝐿2 (sin𝛼 − 𝑒)2

𝐿 𝛼 = 𝑅 cos 𝛼 +

𝐿2

𝑅2 − (sin𝛼 − 𝑒)2 = 𝑅 cos𝛼 + 1 𝜆2 − (sin𝛼 − 𝑒)2

Le volume en fonction de l'angle tourné vaut :

𝑉 𝛼 = 𝑉𝑐𝑐 + 𝜋 𝐷2

4 𝑅 1 + 1 𝜆 2 − 𝑒2 – 𝑅 cos 𝛼 + 1 𝜆2 − sin 𝛼 − 𝑒 2 4. 11

𝑉 𝛼 = 𝑉𝑐𝑐 + 𝜋 𝐷2𝑅

4 1 + 1 𝜆 2 − 𝑒2 – cos 𝛼 − 1 𝜆2 − sin𝛼 − 𝑒 2 4. 12

En calculant la dérivée par rapport à l'angle les solutions finales sont :

𝑑𝑉

𝑑𝛼 =

𝜋 𝐷2 𝑅

4 sin 𝛼 + sin𝛼 − 𝑒 𝛼𝑉 4. 13

Où:

𝛼𝑣 = cos 𝛼 1 𝜆2 − (sin𝛼 − 𝑒)2 − 1

2 4. 14

Le calcul de la dérivée seconde est identique à celui de la première.

𝑑2𝑉

𝑑𝛼2 = 𝜋 𝐷2 𝑅

4 1 + 𝛼𝑉 cos 𝛼 + 𝛼𝛾 sin𝛼 − 𝑒 4. 15

𝛼𝛾 = − sin𝛼 1 𝜆2− 1− 𝑒2 +𝑒 1 + 𝑠𝑖𝑛2 𝛼

1 𝜆2− sin𝛼−𝑒 2

32

4. 16

Toutes ces expressions peuvent être particularisées pour des moteurs sans

décentrement en rendant nulle la valeur de e. Si on suppose que le moteur n'a pas de

décentrement l'expression du volume est la suivante [13]:

𝑉 𝛼 = 𝑉𝑐𝑐 + 𝜋 𝐷2 𝑅

4 1 + 1 𝜆 − cos 𝛼 − 1 𝜆2 − sin 𝛼 2 4. 17

Et l'expression de la dérivée du volume en fonction de l'angle sera :

4. 10


112

𝑑𝑉

𝑑𝛼 =

𝜋 𝐷2 𝑅

4 sin 𝛼 +

sin 𝛼 .cos 𝛼

1 𝜆2− sin 𝛼 2 4. 18

De plus, comme autour du PMH, la valeur de est très petite, on peut faire les simplifications

suivantes :

sin =

sin2 = 0

cos = 1

On arrive à l'expression :

𝑑𝑉

𝑑𝛼 = 𝐾1 .∆𝛼 4. 19

Où :

𝐾1 = 𝜋 𝐷2

4 .

𝑆

2 1 + 𝜆 4. 20

4. 1. 1 Modèle simple pour le calcul de Déformations Mécaniques:

Les déformations mécaniques que peuvent subir les différents éléments qui composent

l’architecture d’un MACI sont généralement conséquence de : l’action des forces dues à la

pression des gaz, l’action des forces d’inertie des pièces mobiles et l’état thermique du moteur.

Dans l’objectif de calculer avec une plus grande précision le volume du cylindre du

moteur en fonction de l’angle de rotation du vilebrequin, surtout autour du PMH (volume de la

chambre de combustion), zone où le moteur accuse le plus haut niveau de déformations, on a

doté le modèle thermodynamique d’un modèle simple de calcul de déformations mécaniques,

qui prend en compte la contribution des forces de pression des gaz et les forces d’inertie des

pièces mobiles qui composent le mécanisme piston-bielle-manivelle [13].

A/ Modèle de Déformation. Hypothèses générales [13]:

Dans le moteur il existe une déformation mécanique (y). Cette déformation est, par

hypothèse, la variation de la hauteur libre entre piston et culasse. (Voir figure 4. 1)

La déformation y sera uniquement conséquence de l’action des forces de pression

(Fpression) et des forces d’inertie (Finertie).

Dans le cas de déformations dues aux forces de pression :


113

Le piston, la bielle et la manivelle travaillent en compression.

Le cylindre, et le semi-carter supérieur travaillent en traction.

Dans le cas de déformations dues aux forces d’inertie :

La masse significative est la somme de la masse du piston, de l’axe du piston et des

segments (mpiston) et 1/3 de la masse de la bielle (mbielle).

m m mi piston bielle 1

3 4. 21

Figure 4.2 Schéma du moteur [13]

B/ Etablissement du modèle :

L’accroissement de la hauteur libre du moteur (y) dû à l’effet combiné de traction et

de compression, est identique à la déformation que subirait une barre de longueur l0 y de

section égale à la section de l’axe du piston, soumise à une force identique de compression

(Fpression), et qui posséderait un modèle d’élasticité E inconnu (inconnue du problème) [13].


114

Figure 4. 3 Modèle de déformation [13]

C/ Contribution des forces dues à la pression :

On prendra comme longueur caractéristique :

l h lS

c bielle0 22

4. 22

Où :

hc : Hauteur de la tête du piston.

lbielle : Longueur de la bielle.

S : Course

Ceci est l’hypothèse du modèle simple, qui suppose qu’on néglige la dépendance

angulaire de l0, l0 = l0 (). Cette hypothèse se révèle justifiée autour du PMH, où la

contribution de la variable de pression est plus importante.

La valeur de hc se calcule d’après les critères de Taylor (3), comme exposé ci-après

[13]:

Si D 425 mm hc = D


115

130 D 424 mm hc = 0.8 D

90 D 129 mm hc = 0.6 D

D 89 mm hc = 0.45 D

Où : D : Diamètre du moteur.

Par commodité, on pourra exprimer le module de Young (inconnu) en fonction du

module de l’acier [13]:

EE

K

acier

def

4. 23

Où : Eacier= 2.1011

N/m2 - Module d’élasticité de l’acier.

Kdef : paramètre qui permettra l’ajustement du modèle.

Le calcul de la déformation que subira la barre par effet d’une charge de compression

[13]:

yE

lpression

p

0 (m) 4. 24

Où : p : Charge spécifique.

E : Module de Young.

l0 : Longueur initiale.

La charge spécifique se calcule de la manière suivante :

p

pression

tion

piston

boulon boulon

F

A

p A

Ap

D

D

sec

2

4. 25

Où :

Asection : aire de la section caractéristique, dans ce cas le diamètre de l’axe du piston. Dans

le modèle, ce diamètre est calculé directement d’après les critères de Taylor qui sont explicités

ci-après [13]:

Si D 425 mm daxe piston = 0.55 D


116

130 D 424 mm daxe piston = 0.40 D

90 D 129 mm daxe piston = 0.35 D

D 89 mm daxe piston = 0.25 D

En substituant (4. 22), (4. 23) et (4. 25) dans (4. 24) on obtient la déformation due aux forces

de pression[13]:

y Kp

E

D

Dh l

Spression def

acier boulon

c bielle

2

22

4. 26

D/ Contribution des forces dues à l’inertie :

On prendra comme longueur caractéristique [13]:

1

2 𝑙0 = ℎ𝑐 + 𝑙𝑏𝑖𝑒𝑙𝑙𝑒 +

𝑆

2 4. 27

Calcul des forces dues à l’inertie :

Finertie() = mi a() 4. 28

Dans le cas où l’on ne disposerait pas des valeurs de la masse de l’ensemble piston, axe

du piston et segments (mpiston), le modèle calculera ces masses en supposant que la masse

totale du piston est du même ordre que la masse d’un cylindre en aluminium massif, de

diamètre égal à celui du piston et de hauteur égale au diamètre [13].

mD

Dpiston Aluminium

2

4 4. 29

Où : Aluminium - Densité de l’aluminium fondu. (2560 kg/m3)

Pour la masse de la bielle (mbielle), le modèle calcule d’après le critère suivant [13]:

25.1 pistonbiela mm

4. 30

Calcul de l’accélération :

Le modèle calcule la position instantanée du piston y () et l’intervalle de temps

associé à chaque intervalle de calcul, par conséquent la vitesse instantanée du piston sera [13]:


117

𝑉 𝛼 = 𝑑𝑦 (𝛼)

𝑑𝑡 4. 31

Et l’accélération :

𝑎 𝛼 = 𝑑2 𝑦 (𝛼)

𝑑𝑡 2 4. 32

Où l’intervalle de temps se calcule de la manière suivante :

𝑑𝑡 = 1

6.𝑛 𝑑𝛼 4. 33

Et n : régime de rotation du moteur

La charge spécifique due aux forces d’inertie sera :

inertie

inertie

boulon

i

boulon

F

A

m a

A

4. 34

La déformation que subira la barre par effet des forces d’inertie sera :

∆𝑦 = 𝜎𝑖

𝐸 .

𝑙0

2 4. 35

En substituant (4. 23), (4. 27) et (4. 35) dans (4. 36) on obtient la déformation

mécanique due aux forces d’inertie.

2)(.

1 Slham

EKy bielleci

acier

definertie 4. 36

La déformation totale sera :

inertiepressiontotal yyy 4. 37

De cette manière la variation du volume dans le cylindre, due aux déformations

mécaniques, se calculera de la manière suivante [13]:

αΔyπD

αΔV totalc 4

2

4. 38

En tenant compte de cette variation, le rapport de compression rc se calcule de la

manière suivante :


118

ccc

cccc

VV

VVVr

)( 4. 39

Où :

Vcc : Volume de la chambre de combustion calculée à partir de la rc offset déterminée par le

modèle de déformations.

CHAPITRE V RESULTATS OBTENUS

119

Dans ce travail on a utilisé Excel pour calculer les différents paramètres et Origine

pour tracer les courbes. On a prit les degrés alpha 𝛼 entre 0 degré et 720 degré ; puis on les

convertit en radian tel que :

1 deg = 𝜋

180 𝑟𝑑

5. 1 Calcul du volume théorique v(α) :

𝑉 𝛼 = 𝑉𝑐𝑐+ 𝜋𝐷2𝑅

4 1 + 1 𝜆 − cos 𝛼 − 1 𝜆2 − sin 𝛼 2

𝑉𝑐𝑐 : volume de la chambre de combustion

5. 1. 1 Calcul du volume de la chambre de combustion 𝑽𝒄𝒄:

𝑉𝑐𝑐=

𝜋 𝐷2 𝑆4 𝑟𝑐− 1

𝐷 : diamètre du cylindre ≃ diamètre du piston

𝑆 : course du piston ;

𝑆 = 2 𝑅

𝑅 : rayon du vilebrequin

𝑟𝑐 : taux de compression

Démonstration de la formule 𝑽𝒄𝒄 :

𝑟𝑐 = 𝑉𝑕 + 𝑉𝑐𝑐

𝑉𝑐𝑐

𝑉𝑕 : cylindrée unitaire = 𝜋 𝐷2 𝑆

4

𝑉𝑐𝑐 . 𝑟𝑐 = 𝑉𝑕 + 𝑉𝑐𝑐 ⟹ 𝑉𝑐𝑐 𝑟𝑐 − 1 = 𝑉𝑕

𝑉𝑐𝑐 = 𝑉𝑕

𝑟𝑐− 1=

𝜋 𝐷2𝑆

4 (𝑟𝑐− 1) (démontrée)

𝑟𝑐 du moteur Diesel ≃ 20

𝐷 = 123 𝑚𝑚


120

𝑆 = 156 𝑚𝑚

Donc : 𝑉𝑐𝑐 = 𝜋 123.10−3

2 .156.10−3

4.(20−1) ⟹ 𝑉𝑐𝑐 = 9,75. 10−5𝑚3

𝜆 = 𝑅 𝑙

𝑅 : rayon du maneton ;

𝑙 : longueur de la bielle

𝑆 = 156 𝑚𝑚 ⟶ 𝑆 = 2 𝑅 ⟹ 𝑅 = 𝑆 2 = 78 𝑚𝑚

𝑙 = 228 𝑚𝑚

5. 2 Evolution du volume instantané en fonction de l’angle de rotation du

vilebrequin :

La courbe ci –dessous montre l’évolution du volume instantané en fonction de l’angle

du vilebrequin (alpha).

Figure 5. 1 Evolution du volume instantané en fonction de l’angle de rotation du

vilebrequin

5. 3 Calcul des déformations mécaniques ∆𝒚 𝒕𝒐𝒕𝒂𝒍 :

5. 3. 1 Déformation mécanique dûes aux forces de pression ∆𝒚 𝒑𝒓𝒆𝒔𝒔𝒊𝒐𝒏 (𝜶) :

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0,0000

0,0005

0,0010

0,0015

0,0020

Vo

lum

e in

stan

tan

é (m

3)

alpha [rad]

V = f (alpha)


121

∆𝑦 𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 𝛼 = 𝐾𝑑𝑒𝑓 . 𝑝 𝛼

𝐸𝑎𝑐𝑖𝑒𝑟

𝐷

𝐷𝑏𝑜𝑢𝑙𝑜𝑛

2

.2 𝑕𝑐 + 𝑙𝑏𝑖𝑒𝑙𝑙𝑒 + 𝑆

2

𝐾𝑑𝑒𝑓 : paramètre qui permettra l’ajustement du modèle ≃ 0,7

𝐷𝑏𝑜𝑢𝑙𝑜𝑛 = 10 𝑚𝑚

𝐸𝑎𝑐𝑖𝑒𝑟 = 2. 1011 𝑁 𝑚2

𝑕𝑐 : hauteur de la tete du piston (m)

𝑕𝑐 se calcule d’après les critères de Taylor :

𝐷 = 123 𝑚𝑚 ⟶ 90 ≤ 𝐷 ≤ 129 ⟶ 𝑕𝑐 = 0,6 . 𝐷

Les fichiers de pression:

On a pris pour 𝑛 = 𝑝𝑐 4500 _1. pre

On a ajouté 10 bars pour enlever la valeur

1 𝑏𝑎𝑟 = 106 𝑃𝑎𝑠𝑐𝑎𝑙 = 106 𝑁 𝑚2

5. 3. 2 Déformations mécaniques dues aux forces d’inertie ∆𝒚 𝒊𝒏𝒆𝒓𝒕𝒊𝒆 (𝜶) :

∆𝑦 𝑖𝑛𝑒𝑟𝑡𝑖𝑒 𝛼 = 𝑚𝑖 𝑎 (𝛼)

𝐴𝑏𝑜𝑢𝑙𝑜𝑛 .

𝐾𝑑𝑒𝑓

𝐸𝑎𝑐𝑖𝑒𝑟 . 𝑕𝑐 + 𝑙𝑏𝑖𝑒𝑙𝑙𝑒 + 𝑆 2

𝑚𝑖 = masse significative (kg)

𝑚𝑖 = 𝑚𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 + 1 3 𝑚𝑏𝑖𝑒𝑙𝑙𝑒

𝑚𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 = 𝜋 𝐷3

4 𝜌𝑎𝑙𝑢𝑚𝑖𝑛𝑖𝑢𝑚

𝜌𝑎𝑙𝑢𝑚𝑖𝑛𝑖𝑢𝑚 : densité de l’aluminium fondu = 2560 𝑘𝑔 𝑚3

𝑚𝑏𝑖𝑒𝑙𝑙𝑒 = 𝑚𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 . 1,25

𝐴𝑏𝑜𝑢𝑙𝑜𝑛 = 𝜋 𝐷𝑏𝑜𝑢𝑙𝑜𝑛

2

4 (Aire de la section du boulon)

Calcul de l’accélération 𝒂 𝜶 :

On a:


122

𝑉 𝛼 = 𝜋 𝐷2

4 𝑦 𝛼 ⟹ 𝑦 𝛼 =

𝑉 (𝛼)

𝜋 𝐷2 4

𝑦 𝛼 : position instantanée du piston (m)

Calcul de l’intervalle du temps dt :

𝜔 = 𝑛 .2𝜋

60 ⟹ 𝜔 =

𝑛 .𝜋

30

𝜔 : vitesse angulaire en 1 𝑠

𝑑𝑡 = 1

6𝑛 𝑑𝛼

𝑑𝛼 en degré

n en (tr/ min)

On a :

1 deg =

𝜋

180 𝑟𝑎𝑑

𝜔 = 𝑛 .𝜋

30 1 𝑠

⟹ 𝑑𝑡 = 𝜋 180

𝑛 .𝜋 30 =

1

6.𝑛 . 𝑑𝛼

𝑑𝑡 : intervalle du temps en 𝑟𝑎𝑑. 𝑠

On a 𝑦 𝛼 , on calcule 𝑑𝑦 𝛼 puis 𝑣𝑖 𝛼 = 𝑑𝑦

𝑑𝑡 puis 𝑑𝑣𝑖 𝛼 et ainsi 𝑎 𝛼 =

𝑑𝑣𝑖(𝛼)

𝑑𝑡

𝑣𝑖 𝛼 : vitesse instantanée du piston en 𝑚 𝑠

𝑎 𝛼 : L’accélération en 𝑚 𝑠2

5. 3. 3 Calcul de la déformation totale :

∆𝑦 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝛼 = ∆𝑦 𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 𝛼 + ∆𝑦 𝑖𝑛𝑒𝑟𝑡𝑖𝑒 𝛼

5. 4 Calcul du volume dû aux forces de pression et d’inertie :

Δ𝑣 𝛼 = 𝜋 𝐷2

4 . Δ𝑦𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 (𝛼)

5. 5 Calcul du volume réel 𝒗𝒓é𝒆𝒍 (𝜶) :

𝑣𝑟é𝑒𝑙 𝛼 = 𝑣𝑡𝑕é𝑜𝑟𝑖𝑞𝑢𝑒 𝛼 + Δ𝑣 𝛼 = 𝑣 𝛼 + Δ𝑣 (𝛼)


123

5. 6 Evolution de volume théorique et réel dû aux forces de pression et

d’inertie en fonction de l’angle de rotation du vilebrequin:

Dans les courbes ci – dessous on a évolué le volume réel dû aux forces de pression et

d’inertie en fonction de l’angle de rotation du vilebrequin puis on a tracé le volume théorique

avec chaque volume de ces derniers en fonction de alpha ; ainsi qu’on a fait la comparaison

entre eux.

La dernière courbe montre l’évolution du volume réel en fonction des différentes

valeurs de diamètre.

Figure 5. 2

Figure 5. 3

Figure 5. 4

Figure 5. 5

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0,000

0,001

0,002

0,003

0,004

0,005

Vo

lum

e ré

el d

u a

ux

fo

rces

de

pre

ssio

n [

m3]

Alpha [rad]

volume réel du aux forces de pression = f (alpha)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0,0000

0,0005

0,0010

0,0015

0,0020V

olu

me

réel

du

au

x f

orc

es d

'iner

tie

[m3]

alpha [rad]

Volume réel du aux forces d'inertie = f (alpha)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0,000

0,001

0,002

0,003

0,004

0,005

Vo

lum

e ré

el d

u a

ux

fo

rces

de

pre

ssio

n e

t

vo

lum

e th

éori

qu

e [m

3]

alpha [rad]

Volume réel du aux forces de pression = f (alpha)

Volume théorique = f (alpha)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0,0000

0,0005

0,0010

0,0015

0,0020

Vo

lum

e ré

el d

u a

ux

fo

rces

d'in

erti

e et

vo

lum

e th

éori

qu

e [m

3]

alpha [rad]


Volume théorique = f(alpha)


124

Figure 5. 6

Figure 5. 7

Les courbes suivantes montrent l’évolution du volume théorique et réel en fonction de

l’angle (alpha).

Figure 5. 8

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

-0,0005

0,0000

0,0005

0,0010

0,0015

0,0020

0,0025

0,0030

0,0035

0,0040

0,0045

Vo

lum

e ré

el d

u a

ux

fo

rces

d'in

erti

e

et d

u a

ux

fo

rces

de

pre

ssio

n [

bar

]

alpha [rad]


Volume réel du aux forces de pression = f (alpha)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

-0,002

0,000

0,002

0,004

0,006

0,008

0,010

0,012

0,014

0,016

0,018

0,020

Vo

lum

e ré

el [

m3]

alpha [rad]

Volume réel à (D = 60mm) = f (alpha)











-2 0 2 4 6 8 10 12 14

-0,0005

0,0000

0,0005

0,0010

0,0015

0,0020

0,0025

0,0030

0,0035

0,0040

0,0045

Vo

lum

e th

éori

qu

e et

rée

l [m

3]

alpha [rad]

Volume théorique = f (alpha)

Volume réel = f (alpha)


125

5. 7 Evolution de la pression en fonction de l’angle de rotation du

vilebrequin:

Les figures ci – dessous présentent la variation de la pression de combustion en fonction de

l’angle de rotation du vilebrequin.

pc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

Pre

ssio

n d

e co

mbust

ion

[bar

]

alpha [rad]

pc à 1000 tr/mn (essai 1)




Figure 5. 9

La figure 5. 9

présente la variation

de la pression de

combustion en

fonction de l’angle

de rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation

égale à 1000 tr/mn

pour quatre essais.

Les courbes

obtenues ont la

même allure et

même amplitude.

pet = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,05

11,10

11,15

11,20

11,25

11,30

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha[rad]

pet à 1000 tr/mn

Figure 5. 10

La figure 5. 10


de la pression à

l’entrée de la turbine

en fonction de

l’angle de rotation

du vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation

égale à 1000 tr/mn.


126

psc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,01

11,02

11,03

11,04

11,05

11,06

11,07

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 1000 tr/mn

Figure 5. 11

La figure 5. 11


de la pression à la

sortie du

compresseur en


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


psi = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,010

11,015

11,020

11,025

11,030

11,035

11,040

11,045

11,050

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rco

ole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 1000 tr/mn

Figure 5. 12

La figure 5. 12



sortie de

l’intercooler en


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


pst = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

10,985

10,990

10,995

11,000

11,005

11,010

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pst à 1000 tr/mn

Figure 5. 13

La figure 5. 13



sortie de la turbine

en fonction de


du vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation



127

pc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

Pre

ssio

n d

e co

mbust

ion

[bar

]

alpha [rad]





Figure 5. 14

La figure 5. 14


de la pression de

combustion en

fonction de l’angle de

rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont

obtenues à la vitesse

de rotation égale à

1250 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes

obtenues ont la même

allure et même

amplitude.

pet = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,10

11,15

11,20

11,25

11,30

11,35

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pet à 1250 tr/mn

Figure 5. 15

La figure 5. 15


de la pression à


en fonction de l’angle

de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1250 tr/mn.

psc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,01

11,02

11,03

11,04

11,05

11,06

11,07

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 1250 tr/mn

Figure 5. 16

La figure 5. 16



sortie du compresseur


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1250 tr/mn.


128

psi = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,02

11,03

11,04

11,05

11,06

11,07

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rcoole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 1250 tr/mn

Figure 5. 17

La figure 5. 17



sortie de l’intercooler


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1250 tr/mn.

pst = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

10,975

10,980

10,985

10,990

10,995

11,000

11,005

11,010

11,015

11,020

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pst à 1250 tr/mn

Figure 5. 18

La figure 5. 18



sortie de la turbine en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1250 tr/mn.


129

pc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





Figure 5. 19

La figure 5. 19


de la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1500 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,28

11,30

11,32

11,34

11,36

11,38

11,40

Pre

ssio

n à

la

l'en

trée

de

la t

urb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pet à 1500 tr/mn

Figure 5. 20

La figure 5. 20


de la pression à



de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1500 tr/mn.

psc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,02

11,04

11,06

11,08

11,10

11,12

11,14

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 1500 tr/mn

Figure 5. 21

La figure 5. 21





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1500 tr/mn.


130

psi = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,04

11,05

11,06

11,07

11,08

11,09

11,10

11,11

11,12

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rco

ole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 1500 tr/mn

Figure 5. 22

La figure 5. 22





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1500 tr/mn.

pst = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

10,99

11,00

11,01

11,02

11,03

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pst à 1500 tr/mn

Figure 5. 23

La figure 5. 23





rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1500 tr/mn.


131

pc = f (α)

Figure 5. 24

La figure 5. 24


de la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1750 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 25

La figure 5. 25


de la pression à



de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1750 tr/mn.

psc = f (α)

Figure 5. 26

La figure 5. 26





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1750 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,36

11,38

11,40

11,42

11,44

11,46

11,48

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pet à 1750 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,06

11,07

11,08

11,09

11,10

11,11

11,12

11,13

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 1750 tr/mn


132

psi = f (α)

Figure 5. 27

La figure 5. 27





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1750 tr/mn.

pst = f (α)

Figure 5. 28

La figure 5. 28





rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



1750 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,06

11,07

11,08

11,09

11,10

11,11

11,12

11,13

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rcoo

ler

[bar

]

alpha [rad]

psi à 1750 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

10,995

11,000

11,005

11,010

11,015

11,020

11,025

11,030

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pst à 1750 tr/mn


133

pc = f (α)

Figure 5. 29

La figure 5. 29


de la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



2000 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 30

La figure 5. 30


de la pression à



de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



2000 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,44

11,46

11,48

11,50

11,52

11,54

11,56

11,58

11,60

11,62

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pet à 2000 tr/mn


134

psc = f (α)

Figure 5. 31

La figure 5. 31





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



2000 tr/mn.

psi = f (α)

Figure 5. 32

La figure 5. 32





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



2000 tr/mn.

pst = f (α)

Figure 5. 33

La figure 5. 33





rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



2000 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,09

11,10

11,11

11,12

11,13

11,14

11,15

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 2000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,08

11,09

11,10

11,11

11,12

11,13

11,14

11,15

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'n

terc

oo

ler

[bar

]

alpha [rad]

psi à 2000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

10,995

11,000

11,005

11,010

11,015

11,020

11,025

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pst à 2000 tr/mn


135

pc = f (α)

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

70

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





Figure 5. 34

La figure 5. 34


de la pression de

combustion en


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


pour quatre essais.

Les courbes

obtenues ont la

même allure et

même amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 35

La figure 5. 35


de la pression à

l’entrée de la

turbine en fonction

de l’angle de

rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


psc = f (α)

Figure 5. 36

La figure 5. 36



sortie du

compresseur en


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,80

11,85

11,90

11,95

12,00

12,05

12,10

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pet à 2500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,14

11,16

11,18

11,20

11,22

11,24

11,26

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 2500 tr/mn


136

psi = f (α)

Figure 5. 37

La figure 5. 37



sortie de

l’intercooler en


de rotation du

vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


pst = f (α)

Figure 5. 38

La figure 5. 38



sortie de la turbine

en fonction de


du vilebrequin.

Les pressions

sont obtenues à la

vitesse de rotation


-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,14

11,16

11,18

11,20

11,22

11,24

11,26

11,28

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rco

ole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 2500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

10,98

10,99

11,00

11,01

11,02

11,03

11,04

11,05

11,06

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pst à 2500 tr/mn


137

pc = f (α)

Figure 5. 39

La figure 5. 39


de la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3000 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 40

La figure 5. 40


de la pression à



de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3000 tr/mn.

psc = f (α)

Figure 5. 41

La figure 5. 41





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3000 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

70

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,6

11,8

12,0

12,2

12,4

12,6

12,8

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pet à 3000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,15

11,20

11,25

11,30

11,35

11,40

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 3000 tr/mn


138

psi = f (α)

Figure 5. 42

La figure 5. 42





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3000 tr/mn.

pst = f (α)

Figure 5. 43

La figure 5. 43





rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3000 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,16

11,18

11,20

11,22

11,24

11,26

11,28

11,30

11,32

11,34

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rco

ole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 3000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,00

11,02

11,04

11,06

11,08

11,10

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pst à 3000 tr/mn


139

pc = f (α)

Figure 5. 44

La figure 5. 44

présente la variation de

la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3500 tr/mn pour quatre

essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 45

La figure 5. 45


la pression à l’entrée

de la turbine en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3500 tr/mn.

psc = f (α)

Figure 5. 46

La figure 5. 46


la pression à la sortie

du compresseur en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3500 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

70

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,8

12,0

12,2

12,4

12,6

12,8

13,0

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pet à 3500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,20

11,25

11,30

11,35

11,40

11,45

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 3500 tr/mn


140

psi = f (α)

Figure 5. 47

La figure 5. 47



de l’intercooler en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3500 tr/mn.

pst = f (α)

Figure 5. 48

La figure 5. 48



de la turbine en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



3500 tr/mn.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,20

11,22

11,24

11,26

11,28

11,30

11,32

11,34

11,36

11,38

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rco

ole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 3500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,02

11,04

11,06

11,08

11,10

11,12

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

turb

ine

[bar

]

alpha [rad]

pst à 3500 tr/mn


141

pc = f (α)

Figure 5. 49

La figure 5. 49


de la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4000 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 50

La figure 5. 50


de la pression à



de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4000 tr/mn.

psc = f (α)

Figure 5. 51

La figure 5. 51





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

70

80

Pre

ssio

n d

e co

mbust

ion [

bar

]

alpha [rad]





-2 0 2 4 6 8 10 12 14

12,9

13,0

13,1

13,2

13,3

13,4

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pet à 4000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,40

11,45

11,50

11,55

11,60

11,65

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 4000 tr/mn


142

psi = f (α)

Figure 5. 52

La figure 5. 52





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4000 tr/mn

pst = f (α)

Figure 5. 53

La figure 5. 53





rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,35

11,40

11,45

11,50

11,55

11,60

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rcoo

ler

[bar

]

alpha [rad]

psi à 4000 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,02

11,04

11,06

11,08

11,10

11,12

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pst à 4000 tr/mn


143

pc = f (α)

Figure 5. 54

La figure 5. 54


de la pression de

combustion en


rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4500 tr/mn pour

quatre essais.

Les courbes


allure et même

amplitude.

pet = f (α)

Figure 5. 55

La figure 5. 55


de la pression à



de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4500 tr/mn

psc = f (α)

Figure 5. 56

La figure 5. 56





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

0

10

20

30

40

50

60

70

80

Pre

ssio

n d

e co

mb

ust

ion

[b

ar]

alpha [rad]





-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,8

12,0

12,2

12,4

12,6

12,8

13,0

13,2

Pre

ssio

n à

l'e

ntr

ée d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pet à 4500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,25

11,30

11,35

11,40

11,45

11,50

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

u c

om

pre

sseu

r [b

ar]

alpha [rad]

psc à 4500 tr/mn


144

psi = f (α)

Figure 5. 57

La figure 5. 57





de rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4500 tr/mn

pst = f (α)

Figure 5. 58

La figure 5. 58





rotation du

vilebrequin.

Les pressions sont



4500 tr/mn

5. 8 Evolution de la pression en fonction de volume réel:

La figure 5. 59 montre l’évolution de la pression en fonction de volume réel.

Cette courbe se divise en quatre parties :

Le premier temps correspond à l’admission,

Le second à la compression et l’allumage,

Le troisième l’inflammation, combustion et détente, c’est le temps moteur,

Le quatrième à l’échappement des gaz brûlés.

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,25

11,30

11,35

11,40

11,45

11,50

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e l'i

nte

rco

ole

r [b

ar]

alpha [rad]

psi à 4500 tr/mn

-2 0 2 4 6 8 10 12 14

11,04

11,05

11,06

11,07

11,08

11,09

11,10

11,11

11,12

Pre

ssio

n à

la

sort

ie d

e la

tu

rbin

e [b

ar]

alpha [rad]

pst à 4500 tr/mn


145

0,0000 0,0005 0,0010 0,0015 0,0020 0,0025 0,0030 0,0035 0,0040 0,0045

0

10

20

30

40

50

pre

ssio

n

vreel

P1

P2

P3

P4

Figure 5. 59

CONCLUSION

146

Ce travail nous a permis de traiter de la thermodynamique, des paramètres

énergétiques et des courbes caractéristiques des moteurs à combustion interne. Les cycles

thermodynamiques théoriques et pratiques du moteur à allumage commandé et du moteur

Diesel y sont décrits ainsi que les diagrammes s’y rapportant.

La deuxième partie est consacrée à des généralités sur les moteurs, un bref historique

sur les moteurs à combustion interne à mouvement alternatif et les deux principaux types de

moteurs : le moteur à allumage commandé et le moteur à allumage par compression et aussi la

technologie du moteur.

La troisième partie est sur le diagramme indicateur pression en fonction du volume et

la partie suivante détermine la calcul du volume instantané dans la cylindre, et en fin la

cinquième partie est réservée pour les résultats obtenus.

Nous avons développé un calcul de volume instantané en prenant en compte les

éléments suivants :

- Le calcul du volume dans le cylindre soit à chaque instant pour des géométries avec

ou sans décentrement ;

- Le fait de décentrer légèrement le piston par rapport au vilebrequin est une solution

adoptée par certains constructeurs afin que la détente soit plus lente et que le processus

de combustion se complète plus rapidement ;

- Le volume en fonction de l’angle sera une fonction somme du volume de la chambre

de combustion et du volume variable avec l’angle du cylindre.

Les résultats obtenus ont été exposé au chapitre V.

Les graphes suivants ont été réalisés en sachant que:

PC : pression de combustion ;

PET : pression à l’entrée de la turbine ;

PSC : pression à la sortie du compresseur ;

CONCLUSION

147

PSI : pression à la sortie de l’intercooler ;

PST : pression à la sortie de la turbine.

Nous constatons que le volume instantané théorique est loin de refléter les résultats.

Il faut donc corriger tous les calculs d’un moteur en prenant en compte la valeur

instantanée réelle au lieu de théorique.

BIBLIOGRAPHIE

[1] MM. EFFERNELLI et VERGHADE ; Moteurs thermiques ; Entpe.

[2] Arnaud de Prelle ; Rapports de laboratoires de technologie.

[3] Automobile pour tous, Véhicule et moteur ; Enseignement à distance - Ministère de

la Communauté française de Belgique ; Janvier 2007.

[4] Adda BECHKOK ; Les moteurs à combustion interne ; Office des publications

universitaires ; Alger ; 1995.

[5] S. GENOUEL ; Dossier technique, Moteur thermique ; MPSI – PCSI ; 11 / 02 /

2010.

[6] Pierre DUYSINX ; Moteurs à combustion interne ; Université de Liège ;

Année académique 2009-2010.

[7] Cours de technologie automobile, Généralités du moteur ; MM Fall, Guissé et Bâ ;

L.T.I.D ; Dakar ; www.seneauto.com .

[8] le Moteur 4 Temps, fonctionnement + explication ; 21 / 09 /2010 ;

http://www.scooter-chinois-4t.com.

http://www.seneauto.com/

http://www.scooter-chinois-4t.com/

[9] R. DUPERRAY ; Thermodynamique, Les machines thermiques ; Lycée F

.BUISSON.

[10] Chapitre VIII Les machines thermiques ; Version 01 / 2010.

[11] Xavier PETTER ; Thèse : Modélisation de la distribution d’un moteur à arbre à

cames en tète ; Institut national des sciences appliquées de Lyon ; 12 / 01 / 2006.

[12] Résumé théorique et guide de travaux pratiques ; Office de la Formation

Professionnelle et de la Promotion du Travail, Direction recherche et ingénierie de

formation ; Royaume du Maroc.

[13] Tawfik BENABDALLAH ; Thèse : Contribution à la Modélisation du Processus de

combustion dans les Moteurs à injection Directe : Diagnostic expérimental,

Performances et émissions; Université des Sciences et de la Technologie d’Oran

(Mohammed Boudiaf) ; 2005 – 2006.

[14] ALBERT S E I L E R; Thèse: Contribution à la théorie des moteurs à combustion

interne ; école d'ingénieurs d’université de lausanne ; 1944.

[15] STANISAW POLANOWSKI, RAFAL PAWLETKO; Acquisition of diagnostic

information from the indicator diagrams of marine engines using the electronic

indicators; Gdynia Maritime University; 2011.

[16] D. T. HOUNTALAS, A. ANESTIS; Effect of pressure transducer position on

measured cylinder pressure diagram of high speed diesel engines ; Great Britain ; ©

1998.

[17] M. Lapuerta, O. Armas, V. Bermudez; Sensitivity of diesel engine thermodynamic

cycle calculation to measurement errors and estimated parameters; Spain; 1999.

[18] Hussein IBRAHIM, Adrian ILINCA, Jean PERRON ; Moteur diesel suralimenté bases

et calculs cycles réel, théorique et thermodynamique ; Rapport interne ; Laboratoire de

Recherche en Énergie Éolienne; LREE-02 – Novembre 2006.

[19] Mounir FRIJA ; Contrôle et analyse de la compression d’un moteur à combustion

interne ; société de Formation Continue Technologie Mécatronique.

[20] David R Rogers; Engine Indicating Technology; Autoelex; © 2008;

www.autoelex.co.uk

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