EP2906800A1 - Procede de commande d'un moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation - Google Patents

Procede de commande d'un moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation

Info

Publication number
EP2906800A1
EP2906800A1 EP13762168.6A EP13762168A EP2906800A1 EP 2906800 A1 EP2906800 A1 EP 2906800A1 EP 13762168 A EP13762168 A EP 13762168A EP 2906800 A1 EP2906800 A1 EP 2906800A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
mechanical compressor
pressure
bypass
bypass valve
engine
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP13762168.6A
Other languages
German (de)
English (en)
Inventor
Thomas Leroy
Jonathan Chauvin
Alexandre Chasse
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
IFP Energies Nouvelles IFPEN
Original Assignee
IFP Energies Nouvelles IFPEN
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by IFP Energies Nouvelles IFPEN filed Critical IFP Energies Nouvelles IFPEN
Publication of EP2906800A1 publication Critical patent/EP2906800A1/fr
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/04—Engines with exhaust drive and other drive of pumps, e.g. with exhaust-driven pump and mechanically-driven second pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F02B29/0406—Layout of the intake air cooling or coolant circuit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/001—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust using exhaust drives arranged in parallel
    • F02B37/002—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust using exhaust drives arranged in parallel the exhaust supply to one of the exhaust drives can be interrupted
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/16—Control of the pumps by bypassing charging air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D21/00—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas
    • F02D21/06—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air
    • F02D21/08—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air the other gas being the exhaust gas of engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/02—EGR systems specially adapted for supercharged engines
    • F02M26/04—EGR systems specially adapted for supercharged engines with a single turbocharger
    • F02M26/06—Low pressure loops, i.e. wherein recirculated exhaust gas is taken out from the exhaust downstream of the turbocharger turbine and reintroduced into the intake system upstream of the compressor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • F02M26/23—Layout, e.g. schematics
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F02B39/02—Drives of pumps; Varying pump drive gear ratio
    • F02B39/04—Mechanical drives; Variable-gear-ratio drives
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0402—Engine intake system parameters the parameter being determined by using a model of the engine intake or its components
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0406—Intake manifold pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0414—Air temperature
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to the field of control of thermal engines, in particular for thermal engines equipped with a double supercharging.
  • a supercharging of an engine is called increasing the amount of air and fuel mixture in the engine cylinders relative to normal operation.
  • the supercharging, and a fortiori the double supercharging can increase the efficiency of a heat engine without changing the speed of rotation.
  • the engine torque depends on the angle formed between the connecting rod and the crankshaft, the pressure of the gases inside the cylinder, called Effective Mean Pressure (or MSY) and the pressure the amount of fuel introduced.
  • MSY Effective Mean Pressure
  • the gaseous mixture is compressed at the intake of the engine (essentially comprising air and optionally flue gases).
  • This compression can be achieved by the compressor of a turbocharger which is driven by the exhaust gas by means of a turbine, or compression can be effected by a separate mechanical compressor, which can be driven by the crankshaft of the engine.
  • Double supercharging is called when the gas mixture at the intake is compressed twice: for example, a first time by a compressor of the turbocharger and a second time by a mechanical compressor located in the engine intake circuit.
  • the mechanical compressor dynamically controlled, compensates for the inertia of the turbocharger.
  • the boost pressure In order to control the air pressure at the intake, called the boost pressure, it is possible to modify the behavior of the two compressors.
  • a valve called bypass valve, which is placed in parallel with the compressor and deflects the air to the compressor according to its opening which is controlled.
  • a controlled clutch is inserted between a gearbox and the mechanical compressor. The clutch allows the activation or deactivation of the mechanical compressor.
  • the mechanical compressor is disabled for high engine speeds (the limit speed depends on the drive ratio between the crankshaft and the mechanical compressor).
  • VVT variable geometry turbine
  • the controlled modification of the geometry causes a change in the speed of rotation of the turbocharger and thus a modification of the compression.
  • the supercharging pressure is the result of two variables controlled by the VGT turbine and the bypass valve: the pressure downstream of the turbocharger (that is to say in upstream of the mechanical compressor) and the compression ratio of the mechanical compressor. These two quantities having different response times: the upstream mechanical compressor pressure being slow compared to the compression ratio of the mechanical compressor due to the inertia of the turbocharger, the control of the double supercharging must control the two components so as to ensure speed of response.
  • a dual boost control method must then meet the following three objectives:
  • Patent EP 1 844 222 B1 describes a heat engine equipped with a double supercharging and a double supercharging control method.
  • the engine described in this document comprises an additional valve controlled between the turbocharger and the mechanical compressor, which makes the system more complex to produce and control (the number of actuators to be controlled is higher).
  • the control method described in this document does not take into account the physical behavior of the gas flow rates on admission.
  • the invention relates to a control method of a heat engine equipped with a double supercharging, in which the bypass valve is controlled by determining an opening instruction of this valve by means of a model for filling the supercharging volume.
  • the model makes it possible to take into account the physical behavior of the gas flows on admission.
  • the opening instruction makes it possible to control the double supercharging in a fast, robust and optimal energy way.
  • the invention relates to a method of controlling a heat engine equipped with a supercharging system, said supercharging system comprising a turbocharger and a mechanical compressor for compressing a gaseous mixture at the intake of said engine and a bypass circuit disposed in parallel of said mechanical compressor comprising a controlled bypass valve.
  • a supercharging system comprising a turbocharger and a mechanical compressor for compressing a gaseous mixture at the intake of said engine and a bypass circuit disposed in parallel of said mechanical compressor comprising a controlled bypass valve.
  • a pressure P avcm and a temperature T avcm upstream of said mechanical compressor are determined as well as a P sural pressure and a supercharging T sural temperature at the intake of said engine, said charging model of the supercharging volume connecting the supercharging pressure P mral the bypass opening of said bypass valve by means of said P DALY pressure and said temperature T DALY upstream of said mechanical compressor, and said temperature T mral supercharging.
  • said pressure P mral and said supercharging temperature T m are determined by means of sensors respectively of pressure and temperature arranged upstream of the intake manifold of said engine.
  • T avcm upstream of said mechanical compressor are determined by means of respectively pressure and temperature sensors arranged upstream of said mechanical compressor.
  • said pressure P avcm and said temperature T avcm upstream of said mechanical compressor are determined by means of an estimator dependent on said P sural pressure and said sural T sural temperature.
  • said mechanical compressor is driven by the crankshaft of said engine by means of a gearbox and a clutch) controlled according to said Bypass sp opening setpoint of said bypass valve.
  • said mechanical compressor is driven by an electric motor.
  • said clutch is controlled by performing the following steps: i) the engine speed Ne is determined; and
  • said predetermined threshold is determined as a function of the maximum speed allowed by said mechanical compressor and the reduction ratio r cm between said crankshaft and said mechanical compressor.
  • said filling model is determined by means of a filling equation of said supercharging volume defined by a conservation formula of
  • said filling model is an open-loop filling model which is written by a relationship of the type
  • RT the volumetric flow rate of said mechanical compressor, D s gas flow setpoint aspirated by the cylinders of said engine and ⁇ the pressure losses in an air cooler located between said turbocharger and said mechanical compressor.
  • Figure 1 illustrates a heat engine equipped with a double supercharging.
  • Figure 2 illustrates the areas of use of a mechanical compressor in a plan speed, torque.
  • FIG. 3 illustrates an instrumented thermal engine according to one embodiment of the invention.
  • FIGS. 4a) to 4c) illustrate the supercharging pressure, the opening of the bypass valve and the opening of the VGT turbine for an open-loop control according to an embodiment of the method according to the invention for a regime of 1000 rpm.
  • FIGS. 5a) to 5c) illustrate the supercharging pressure, the opening of the bypass valve and the opening of the VGT turbine for an open-loop control according to an embodiment of the method according to the invention for a 2500 rpm speed.
  • FIGS. 6a) to 6c) illustrate the supercharging pressure, the opening of the bypass valve and the opening of the VGT turbine for open-loop control according to an embodiment of the method according to the invention for different RPMs: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 RPM.
  • FIGS. 7a) to 7d) illustrate the boost pressure, the bypass valve opening, the VGT turbine opening and the effective average pressure (PME) for open loop control according to one embodiment.
  • the method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm with atmospheric pressure variations.
  • FIGS. 8a) to 8d) illustrate the boost pressure, the bypass valve opening, the VGT turbine opening and the effective average pressure (PME) for an open loop control according to one embodiment.
  • the method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm with variations in atmospheric temperature.
  • FIGS. 9a) to 9d) illustrate the boost pressure, the bypass valve opening, the VGT turbine opening and the effective average pressure (PME) for an open loop control according to one embodiment. of the process according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm with variations in the amount of fuel injected.
  • FIGS. 10a) to 10c) illustrate the supercharging pressure, the opening of the bypass valve and the VGT turbine (in the same figure) and the effective average pressure (PME) for an open-loop control according to a embodiment of the method according to the invention for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500, and 3000 rpm taking into account dispersions at the sensors and components of the supercharging system.
  • Figures 1 1 a) and 1 1 b) represent the absolute value of the static error of the supercharging pressure over one thousand dispersed tests for an open loop control according to one embodiment of the invention.
  • Figures 12a) to 12c) correspond to Figures 6a) to 6c) for a closed-loop control according to a second embodiment of the method according to the invention.
  • Figures 13a) to 13c) correspond to Figures 10a) to 10c) for a closed loop control according to a second embodiment of the method according to the invention.
  • Figures 14a) and 14b) correspond to Figures 1 1 a) and 1 1 b) for a closed-loop control according to a second embodiment of the method according to the invention.
  • Figures 15a) to 15c) respectively illustrate the speed, the boost pressure and the positions of the actuators for a foot to the floor from 1000 rpm.
  • Figures 16a) and 16b) illustrate the boost pressure and acceleration of the vehicle for one foot to the floor from 1000 rpm for different gear ratios.
  • Figures 17a) to 17c) correspond to Figures 15a) to 15c) for an engine speed of 2500 rpm.
  • Figures 18a) and 18b) correspond to Figures 16a) and 16b) for an engine speed of 2500 rpm.
  • FIG. 1 represents a heat engine equipped with a double supercharger that can be controlled by the method according to the invention.
  • An engine (1) is equipped with an intake circuit and an exhaust circuit. In the intake circuit are arranged in the direction of air circulation: an air filter (7), the compressor of the turbocharger (2), a first supercharged air cooler (6), a mechanical compressor ( 3) and a second supercharged air cooler (5).
  • a branch circuit In parallel with the mechanical compressor is a branch circuit, said bypass circuit, comprising a bypass valve (4).
  • the turbocharger turbine (2) In the exhaust system, there is the turbocharger turbine (2), this turbine is variable geometry (VGT).
  • VVT variable geometry
  • the mechanical compressor (3) is driven by the crankshaft of the engine (1) by transmission means, including a belt, and by means of a clutch (1 1).
  • the mechanical compressor (3) can be driven by a controlled electric motor.
  • the supercharged air coolers (5, 6) are used to cool the air that has been heated during successive compressions.
  • the engine may include an exhaust gas recirculation circuit (EGR) comprising a cooler (10) and a valve (9), called the EGR valve.
  • EGR exhaust gas recirculation circuit
  • the flue gases circulating mix with fresh air between the air filter (7) and the compressor of the turbocharger (2).
  • the engine (1) as shown comprises four cylinders. These last two characteristics (EGR and number of cylinders) are independent of the control method according to the invention and are not limiting.
  • the method according to the invention is also adapted to the heat engine provided with a double supercharging for which the mechanical compressor is not driven by the crankshaft of the engine, but for example by an electric motor.
  • Figure 2 shows in a torque diagram C as a function of the engine speed No different areas of use of the double supercharging.
  • zone Z1 for low torques, it is in operation said atmospheric; that is to say the intake pressure is at atmospheric pressure, which corresponds to the conventional operation of the engine without supercharging.
  • zone Z2 at low speed, the turbocharger is not sufficient to increase the boost pressure, the bypass valve is used, the VGT actuator is then positioned at the optimum efficiency of the turbomachine.
  • the mechanical compressor is used as little as possible, that is to say that the charge is carried out thanks to the turbocharger via the VGT actuator (zone Z4).
  • the mechanical compressor is used only for transient conditions to compensate for the slowness of the turbocharger.
  • S designates a predetermined threshold beyond which the mechanical compressor is not used, S is determined as a function of the maximum speed allowed by the mechanical compressor (derived from manufacturer data) and the characteristics of the reduction ratio between the crankshaft and mechanical compressor.On can choose this threshold S substantially equal to 3000 rpm.
  • the method according to the invention relates to the control of a heat engine equipped with a double supercharging. To control the heat engine, the following steps are carried out: 1) determination of pressures and temperatures within the intake circuit
  • the last stage of activation of the mechanical compressor is an optional step which is valid only if the mechanical compressor is driven by the crankshaft of the engine by means of a clutch.
  • upstream and downstream are defined with respect to the direction of the flow of gases at the inlet and the exhaust.
  • the following notations are used:
  • V sural supercharging volume between the engine intake valves (1) on the one hand and the mechanical compressor (3) and the bypass valve (4) on the other hand.
  • V sural boost volume between the engine intake valves on the one hand and the mechanical compressor (3) and the bypass valve (4) on the other hand.
  • R specific constant of the perfect gases, which is the same for all the gases concerned here (air and exhaust gas), and which is worth 288 J / kg / K.
  • r cm reduction ratio between the mechanical compressor (3) and the crankshaft (when the mechanical compressor is driven by the engine).
  • volumetric flow rate of the mechanical compressor (3) • ⁇ : volumetric flow rate of the mechanical compressor (3).
  • the volumetric flow rate is obtained from a map, which may be part of the data supplied by the supplier of the mechanical compressor (3).
  • K i and K p calibration parameters of the feedback loop for the closed loop embodiment.
  • PME average effective pressure, it corresponds to the ratio between the work provided by the engine (1) during a cycle and the displacement of the engine (1).
  • a mechanical compressor (3) driven by the crankshaft of the combustion engine (1) is considered, however the method according to the invention is also valid for a mechanical compressor (3). ) driven by an electric motor.
  • Step 1) Determination of the pressures and temperatures within the intake circuit
  • the method according to the invention requires the knowledge of physical quantities within the circuit. 'admission. This is the pressure P avcm and the temperature T avcm upstream of said mechanical compressor (3) and the pressure P and temperature T mral mral supercharging the intake of said engine (1).
  • a P DALY pressure and temperature T is measured in DALY output of the first supercharged air cooler (6) and measuring a pressure P and a temperature mral T mral boost the output of the second cooler supercharged air (5).
  • a pressure P avcm and a temperature T avcm are determined by means of an estimator.
  • an estimator based on a dynamic model in the volume upstream of the mechanical compressor using the law of retention of flows and to determine the temperature T avcm one uses a map of the supercharged air cooler (6) and the estimated pressure P avcm .
  • Step 2 acquisition of a boost pressure setpoint
  • a model for filling the supercharging volume is constructed.
  • the boost volume is delimited on the one hand by the engine intake valves and on the other hand by the mechanical compressor (3) and the bypass valve (4).
  • the filling model connects the supercharging pressure P sural to the Bypass opening of the bypass valve (4) by means of the pressure P avcm and the temperature T avcm upstream of the mechanical compressor (3) as well as said booster sural temperature T.
  • the filling model reflects the filling of the supercharging volume and takes into account the physical phenomena involved for this filling.
  • the evolution of the pressure downstream of the mechanical compressor is governed by the filling dynamics of the volume located upstream of the valves. This dynamic is written by a formula of the type:
  • the boost pressure dynamics can be written as a formula of the type:
  • Step 4 calculation of the opening setpoint of the bv-pass valve
  • Step 5 Control of the bv-pass valve
  • the setpoint is applied to the bypass valve (4) to attain the supercharging pressure setpoint P ⁇ ral expected.
  • the desired load of the motor is obtained.
  • Step 6 Activation of the mechanical compressor
  • a clutch (1 1) is inserted between a gearbox and the compressor (3).
  • the control of this clutch (1 1) causes the activation and deactivation of the compressor (3): in fact, it is usually an "on-off" command.
  • the clutch (1 1) is closed when in the area of use of the mechanical compressor (zones Z2 and Z3 of Figure 2) and otherwise open (zones Z1 and Z4 of Figure 2).
  • the control of the clutch (1 1) is directly related to the control of the bypass valve, that is to say to the opening setpoint Bypass sp of the bypass valve (4 ).
  • the mechanical compressor (3) is engaged. It is disengaged in the opposite case.
  • the method according to the invention is suitable for the control of a heat engine, in particular for vehicles and more particularly motor vehicles.
  • the heat engine concerned may be a gasoline engine or a diesel engine. Variations of realization
  • a loopback is made to determine the Bypass sp opening setpoint of the bypass valve, which is then referred to as control closed loop. This makes it possible to reduce the static error between the measured boost pressure and its setpoint.
  • variable-geometry turbocharger VGT (2) can be controlled by means of a determined setpoint with a mapping of the turbocompressor (2).
  • FIGS. 4 to 11 correspond to the open-loop control as described in step 4) and FIGS. 12 to 14 correspond to the closed-loop control as described in the variant embodiment paragraph.
  • FIGS. 4a) to 4c) show a load tap at a speed of 1000 rpm (zone Z2 of FIG. 2).
  • Figure 4a) shows the supercharging pressure setpoint P ⁇ ral and measured P TM s and the pressure measured upstream of the mechanical compressor P TM m s.
  • the two figures 4b) and 4c) show the openings of the air actuators, the bypass valve and the VGT (setpoints and measurements). For all the figures, the openings are expressed in%, 0% means that the actuator is closed, while 100% means that the actuator is completely open.
  • the torque request occurs at 2 seconds.
  • the requested supercharging pressure is then about 2100 mbar.
  • the opening of the VGT turbocharger (2) is positioned by a mapping plus a proportional term on the boost pressure error and the VGT closes at the beginning of the transient regime.
  • the bypass valve (4) closes sharply and then reopens to find a constant open position in steady state.
  • the significant closing of the bypass valve has the effect of accelerating the boost pressure response by compensating for the slowness of the turbocharger.
  • FIGS. 5a) to 5c) correspond to FIGS. 4a) to 4c) for a speed of 2500 rpm (zone Z3 of FIG. 2).
  • the mechanical compressor (3) is not necessary to achieve the required load.
  • the open loop control according to the invention uses it during a transient regime to accelerate the boost pressure response. It is clearly seen in Figure 5b) that the bypass valve is initially open (low load), then closes during the transient, and finally reopens when the desired supercharging pressure is achieved.
  • This test shows the acceleration of the system obtained by using the mechanical compressor (3) in transient state.
  • Figures 6a) to 6c) show couples under torque for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500 and 3000 rpm.
  • the figures respectively represent the P sural supercharging pressure (as well as the upstream mechanical compressor pressure), the position of the Bypass bypass valve and the position of the VGT.
  • the robustness of the control method is then checked with respect to atmospheric conditions (variations in atmospheric pressure and atmospheric temperature) and vis-à-vis the quantity of fuel injected.
  • Figures 7a) to 7d) and 8a) to 8d) show load transients for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500 and 3000 rpm. Several cases are then compared: 813, 913, 1013 and 1113 mbar for variations in atmospheric pressure (FIGS. 7) and 0, 10, 20, 30 and 40 ° C. for variations in atmospheric temperature (FIG. 8).
  • Figures 7a) and 8a) show the boost pressure. It is found that the pressure monitoring is good in the different cases. At 1000 rpm, the transient is slower at low pressures due to the saturation of the bypass actuator (4).
  • Figures 7b), 7c) and 8b), 8c) show the position of the actuators. It is clear here that the open loop strategy modifies the position of the bypass valve (4) so as to satisfy the supercharging pressure. In this way, the strategy is freed from the use of correction maps depending on the atmospheric conditions.
  • Figures 7d) and 8d) give the average effective pressure (PME). It can be seen here that the open-loop strategy makes it possible to maintain the same brilliance when the atmospheric conditions change.
  • the term brio is a technical term in the automotive field that qualifies the performance / feeling of driving a vehicle during the full load phase. For example, a supercharged engine will suffer from a brio less than an atmospheric engine for the same power.
  • Figures 9a) to 9d) show load transients for different regimes: 1000, 1500, 2000, 2500 and 3000 rpm. Different cases are then compared: -4, -2, 0, 2 and 4 mg of fuel compared to a nominal injection.
  • the unit mg / st stands for mg / stroke, ie the amount in each cylinder at each stroke, ie every 90 ° rotation of the crankshaft for a 4-stroke 4-cylinder engine.
  • Figure 9a shows the P supercharging pressure . Note that the pressure response is the same for the different cases.
  • Figures 9b) and 9c) show the position of the actuators. It is clearly seen here again that the open-loop control modifies the position of the bypass valve (4) so as to satisfy the supercharging pressure. Indeed, the variation of the injection conditions has a strong impact on the exhaust pressure and therefore on the operation of the turbocharger (2). The control of the double supercharging compensates automatically this loss of performance of the turbocharger (2) by closing more or less the bypass valve.
  • control method is robust vis-à-vis atmospheric conditions and vis-à-vis the conditions of the injection.
  • the robustness of the control method with respect to dispersions concerning the different sensors and systems is then verified.
  • the purpose of dispersions is to simulate a difference between vehicles when they leave the factory. A sample of one thousand vehicles is considered. The dispersions follow a Gaussian distribution.
  • the dispersions on the sensors are as follows:
  • boost pressure sensor three sigma at 35 mbar (which means that the probability that the actual value of the pressure is less than 35 mbar of the measured value is 99.7%),
  • Pressure sensor upstream mechanical compressor three sigma 35 mbar (it should be noted that the two pressure sensors can be recaled between them, the dispersions subsequently applied are identical for these two sensors),
  • Figures 10a) to 10c) show the same load transients at different regimes as in Figures 6a) to 6c).
  • the thousand samples representing the thousand vehicles leaving the factory are simulated.
  • the dispersions of the sensors and components of the supercharging system are present at the same time.
  • the three figures present the supercharging pressure (FIG. 10a), the position of the actuators (VGT and bypass valve) (FIG. 10b) and the PME (at engine output, ie taking into account the average pressure of PMF friction induced by the use of the mechanical compressor) (Figure 10c).
  • the curves in bold lines represent the case of nominal operation, without any dispersion (equivalent to the results of FIG. 6), and the curves in fine lines represent the thousand scattered cases.
  • boost pressure transient is slightly impacted by the presence of the dispersions.
  • the static error obtained is also limited to a hundred millibars.
  • Figure 10b shows that the trajectory of the position of the actuators strongly changes according to the dispersions, especially at higher speeds. This is explained by the fact that at high speed, the pressure difference across the bypass valve (4) is lower. An error in the measurement of the upstream and downstream pressures of the latter will thus induce a strong modification of the pre-positioning of the bypass valve (4). It is important to note, however, that this change in actuator position has no impact on the system output which is the boost pressure.
  • Figure 10c shows the response in PME which seems to be only relatively impacted by the dispersions applied, of the order of 1 bar (depending on whether the mechanical compressor is disengaged or not at the end of the transient).
  • FIGS. 11a and 11b show the response time Tr at 95% and the value of the overshoot D of the boost pressure corresponding to the results of FIG. 10.
  • the horizontal lines of the rectangle define the second quartile, median and third quartile.
  • the lines outside the rectangle represent the three-sigma interval (99.7% of the points are in the range).
  • the points defined by crosses are marginal points.
  • the response time Tr is almost independent of the engine speed Ne, due to the compensation of the slowness of the turbocharger (2) by the mechanical compressor (3).
  • the static error is relatively low as attested by the value of the overshoot D. This means that the open-loop control is robust with respect to the dispersions.
  • a static error is still present in the presence of dispersions.
  • a closed-loop command can completely cancel the latter.
  • FIG. 12a) to 12c) show couples for different diets:
  • FIG. 12a The figures respectively represent the supercharging pressure (FIG. 12a), the position of the actuators (VGT and Bypass) (FIG. 12b) and the PME (at the engine output, i.e. taking into account the use of the mechanical compressor) (FIG. 12c).
  • FIGS. 10 and 11 show the same load transients at different speeds as in Figure 12.
  • FIG. 13 shows the supercharging pressure (FIG. 13a), the position of the actuators (VGT and bypass valve) (FIG. 13b) as well as the PME (at engine output, ie taking into account the use of the mechanical compressor) (Figure 13c).
  • the curves in bold lines represent the case of nominal operation, without any dispersion (equivalent to the results of FIG. 12), and the curves in fine lines represent the thousand scattered cases.
  • FIGS. 14a) and 14b) give the 95% response time Tr as well as the excess of the supercharging pressure D over the thousand scattered tests.
  • the horizontal lines of the rectangle define the second quartile, the median and the third quartile.
  • the lines outside the rectangle represent the three-sigma interval (99.7% of the points are in the range).
  • the points defined by crosses are marginal points.
  • Figure 14b shows the excess D of the boost pressure. It can be seen here that it is constant over the entire speed range and that its maximum value does not exceed 150 mbar.
  • control method according to the invention whether in open loop or closed loop is very robust vis-à-vis the dispersions from the sensors and / or the components of the supercharging system.
  • Transient validation of a vehicle is performed to verify the performance of the dual boost control method.
  • a vehicle model (of the family car type) has been developed.
  • Figures 15a) to 15c) have a foot BV3 bottom (3 rd ratio of the gearbox) at 1000 rpm.
  • the dashed vertical line indicates the moment when the speed exceeds 3000 rpm, ie the speed from which the mechanical compressor (3) is necessarily disengaged.
  • Figure 15a shows the evolution of the engine speed Ne.
  • Figure 15b shows the set boost pressure and the measurement. It can be seen here that the pressure transient is rapid and takes place far enough away from the limit zone of use of the mechanical compressor (3).
  • Figure 15c shows the position of the actuators: the bypass valve (4), the VGT (2) and the clutch (1 1) of the mechanical compressor. It can be seen that at the beginning of the transient, the compressor (3) is engaged, the bypass valve (4) closes to obtain the required boost pressure and the VGT (2) closes. After a while, the bypass valve (4) reopens and the mechanical compressor (3) is disengaged, the latter being superfluous since the turbocharger (2) can ensure only the requested boost pressure.
  • Figures 16a) and 16b) give the performances obtained on all the reports of the box on feet at 1000 rpm.
  • Figure 16a shows the reference supercharging pressure (dashed) and measurement (in solid lines). We see that the response dynamics are similar for all reports. The final value changes because the supercharging pressure is set P ° ral
  • Figure 16b shows the corresponding vehicle acceleration for each of the reports.
  • Figures 17a) to 17c) has a bottom foot BV3 (3 rd report) at 2500 rpm.
  • the dashed vertical line indicates the moment when the speed exceeds 3000 rpm, ie the speed from which the mechanical compressor (3) is necessarily disengaged.
  • Figure 17a shows the evolution of the engine speed.
  • Figure 17b) shows the set boost pressure and the measurement. It can be seen that the pressure transient is very fast.
  • Figure 17c) gives the position of the actuators: the bypass valve (4), the VGT (2) and the clutch (1 1) of the mechanical compressor (3). It can be seen that at the beginning of the transient, the compressor (3) is engaged, the bypass valve (4) closes to obtain the required boost pressure and the VGT (2) closes. After a while, the bypass valve (4) reopens and the mechanical compressor (3) is disengaged, the latter being superfluous since the turbocharger (2) can ensure only the requested boost pressure.
  • transients at 2500 rpm do not require the use of the mechanical compressor (3) to achieve the full load, the latter can be provided only by the turbocharger (2).
  • the control according to the invention makes it possible to use the mechanical compressor in the transient phases in order to accelerate the dynamics of the supercharging pressure.
  • Figures 18a) and 18b) show a comparison between a transient use of the mechanical compressor (full mileage) and a single use of the turbocharger (dotted line) which would correspond to a basic control of the double supercharging.
  • Fig. 18a shows the boost pressure measurement
  • Fig. 18b shows the acceleration a of the corresponding vehicle for each of the ratios of the gearbox.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

L'invention concerne un procédé de commande d'un moteur thermique (1) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne commandée de by-pass (4). Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes : a) on acquiert une consigne de pression de suralimentation P sp sural ; b) on transforme ladite consigne de pression de suralimentation P sp sural ; en une consigne d'ouverture Bypass sp de ladite vanne de by-pass (4) au moyen d'un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission dudit moteur (1) d'une part et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part; et c) on commande ladite vanne de by-pass (4) selon ladite consigne d'ouverture Bypass sp de ladite vanne de by-pass.

Description

PROCEDE DE COMMANDE D'UN MOTEUR A COMBUSTION INTERNE EQUIPE D'UNE DOUBLE SURALIMENTATION
La présente invention concerne le domaine de la commande de moteurs thermiques, en particulier pour des moteurs thermiques équipés d'une double suralimentation.
On appelle suralimentation d'un moteur, le fait d'augmenter la quantité du mélange d'air et de carburant au sein des cylindres du moteur par rapport à un fonctionnement normal. La suralimentation, et a fortiori la double suralimentation permettent d'augmenter le rendement d'un moteur thermique sans modifier la vitesse de rotation. En effet, le couple moteur (et par conséquent la puissance) dépend de l'angle formé entre la bielle et le vilebrequin, de la pression des gaz à l'intérieur du cylindre, nommée Pression Moyenne Effective (ou PME) et de la pression de la quantité de carburant introduite. Par exemple, pour un moteur à essence, si on augmente la quantité d'essence introduite dans le cylindre, il faut aussi augmenter proportionnellement la masse d'air (comburant) pour assurer une combustion complète de ce carburant (on conserve le même rapport air/carburant).
Pour obtenir cette suralimentation, on augmente la masse de gaz à l'admission, ce qui permet d'augmenter la quantité de carburant. Pour cela, on comprime le mélange gazeux à l'admission du moteur (comprenant essentiellement de l'air et optionnellement des gaz brûlés). Cette compression peut être réalisée par le compresseur d'un turbocompresseur qui est entraîné par les gaz d'échappement au moyen d'une turbine, ou la compression peut être effectuée par un compresseur mécanique distinct, qui peut être entraîné par le vilebrequin du moteur. On appelle double suralimentation lorsque le mélange gazeux à l'admission est comprimé deux fois : par exemple, une première fois par un compresseur du turbocompresseur et une deuxième fois par un compresseur mécanique situé dans le circuit d'admission du moteur. Classiquement, le compresseur mécanique, contrôlé dynamiquement, compense l'inertie du turbocompresseur.
Afin de contrôler la pression de l'air à l'admission, appelée pression de suralimentation, il est envisageable de modifier le comportement des deux compresseurs. D'une part, pour contrôler l'air passant dans le compresseur mécanique, on commande une vanne, dite vanne de by-pass, qui est placée en parallèle du compresseur et dévie l'air vers le compresseur en fonction de son ouverture qui est commandée. En outre, lorsque le compresseur est entraîné par le vilebrequin du moteur, un embrayage commandé est inséré entre un réducteur et le compresseur mécanique. L'embrayage permet l'activation ou la désactivation du compresseur mécanique. Classiquement, le compresseur mécanique est désactivé pour les régimes du moteur élevés (le régime limite dépend du rapport d'entraînement entre le vilebrequin et le compresseur mécanique). D'autre part, pour contrôler la compression d'air par le turbocompresseur, celui-ci est équipé d'une turbine à géométrie variable (VGT), dont la modification commandée de la géométrie entraîne une modification de la vitesse de rotation du turbocompresseur et donc une modification de la compression.
Pour les régimes stabilisés, le compresseur mécanique apparaît très coûteux d'un point de vue énergétique lorsqu'il est en liaison direct avec le vilebrequin. Ce qui se traduit par une augmentation de la consommation du moteur.
D'un point de vue transitoire, il apparaît que la pression de suralimentation est le résultat de deux grandeurs contrôlées par la turbine VGT et par la vanne de by-pass : la pression en aval du turbocompresseur (c'est-à-dire en amont du compresseur mécanique) et le taux de compression du compresseur mécanique. Ces deux grandeurs ayant des temps de réponse différents : la pression amont compresseur mécanique étant lente par rapport au taux de compression du compresseur mécanique due à l'inertie du turbocompresseur, la commande de la double suralimentation doit piloter les deux composants de manière à assurer une rapidité de réponse.
Un procédé de contrôle de la double suralimentation doit alors répondre aux trois objectifs suivants :
• assurer la pression de suralimentation requise pour atteindre la charge demandée par le conducteur. Cette régulation doit être la plus rapide possible et ne doit engendrer ni oscillation, ni dépassement important (par exemple de plus de 150 mbar).
· respecter le point de fonctionnement optimal du point de vue de la consommation, c'est-à-dire désactiver le compresseur mécanique lorsqu'il n'est pas nécessaire pour atteindre la pression requise.
• être robuste vis-à-vis des dispersions des différents capteurs et des composants du système de suralimentation, c'est-à-dire continuer de respecter le cahier des charges en présence de ces dispersions.
Le brevet EP 1 844 222 B1 décrit un moteur thermique équipé d'une double suralimentation et un procédé de commande de la double suralimentation. Le moteur décrit dans ce document comprend un clapet supplémentaire commandé entre le turbocompresseur et le compresseur mécanique, ce qui rend le système plus complexe à réaliser et à commander (le nombre d'actionneurs à commander est plus élevé). En outre, le procédé de commande décrit dans ce document ne prend pas en compte le comportement physique des débits gazeux à l'admission.
Pour répondre à ces problèmes, l'invention concerne un procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation, dans lequel on commande la vanne de by-pass en déterminant une consigne d'ouverture de cette vanne au moyen d'un modèle de remplissage du volume de suralimentation. Le modèle permet de tenir compte du comportement physique des débits gazeux à l'admission. De plus, la consigne d'ouverture permet de commander la double suralimentation de manière rapide, robuste et optimale énergétiquement.
Le procédé selon l'invention
L'invention concerne un procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur et un compresseur mécanique pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne commandée de by-pass. Pour ce procédé, on réalise les étapes suivantes :
a) on acquiert une consigne de pression de suralimentation P^ral ;
b) on transforme ladite consigne de pression de suralimentation P^ral en une consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass au moyen d'un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission dudit moteur d'une part et le compresseur mécanique et la vanne de by-pass d'autre part ; et
c) on commande ladite vanne de by-pass selon ladite consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass.
Selon l'invention, on détermine une pression Pavcm et une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique ainsi qu'une pression P sural et une température Tsural de suralimentation à l'admission dudit moteur, ledit modèle de remplissage du volume de suralimentation reliant la pression de suralimentation P mral à l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass au moyen de ladite pression Pavcm et de ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique ainsi que ladite température Tmral de suralimentation.
Avantageusement, ladite pression P mral et ladite température Tmral de suralimentation sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont du collecteur d'admission dudit moteur.
Selon un mode de réalisation de l'invention, ladite pression Pavcm et ladite température
Tavcm en amont dudit compresseur mécanique sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont dudit compresseur mécanique. En variante, ladite pression Pavcm et ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique sont déterminées au moyen d'un estimateur dépendant de ladite pression Psural et ladite température Tsural de suralimentation.
En outre, ledit compresseur mécanique est entraîné par le vilebrequin dudit moteur au moyen d'un réducteur et d'un embrayage) commandé en fonction de ladite consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass.
Alternativement, ledit compresseur mécanique est entraîné par un moteur électrique. Avantageusement, on commande ledit embrayage en réalisant les étapes suivantes : i) on détermine le régime du moteur Ne ; et
ii) on commande ledit embrayage de telle sorte que :
• si la consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass correspond à une ouverture incomplète de ladite vanne et si ledit régime du moteur Ne est inférieur à un seuil prédéterminé, alors on embraye ;
• sinon on débraye.
De manière avantageuse, ledit seuil prédéterminé est déterminé en fonction des la vitesse maximale admissible par ledit compresseur mécanique et du rapport de réduction rcm entre ledit vilebrequin et ledit compresseur mécanique.
Selon l'invention, ledit modèle de remplissage est déterminé au moyen d'une équation de remplissage dudit volume de suralimentation définie par une formule de conservation des
RT
débits du type : Psural =—≡≡^{Dcm - Dbp - Dasp ) avec P mral la dérivée de ladite pression de sural
suralimentation P sural par rapport au temps, R la constante des gaz parfait, V sural le volume de suralimentation, Dcm le débit arrivant dudit compresseur mécanique, Dbp le débit sortant à travers ladite vanne de by-pass qui est fonction de l'ouverture de ladite vanne de by-pass et Dasp le débit aspiré sortant vers les cylindres dudit moteur.
De préférence, ledit débit Dbp sortant à travers ladite vanne de by-pass (4) est déterminé par une relation de pertes de charges au niveau de ladite vanne de by-pass (4), notamment par une équation de Barré Saint Venant, du type D bP = A bP {Bypass )x f {Pavcm , Psural , Tavcm ) avec Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type : P avcm ' P sural 'T o sural
γ le rapport des capacités massiques des gaz.
Selon un mode de réalisation de l'invention, ledit modèle de remplissage est un modèle remplissage en boucle ouverte qui s'écrit par une relation du type
Bypasssp =
vec rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par pcm = Φ
RT„, le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, D s la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air situé entre ledit turbocompresseur et ledit compresseur mécanique.
Alternativement, ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle fermée qui s'écrit par une relation du type avec δπ = -Kp {Psuml - PZai )- Ki \ (PSUrai ~ ρΖα , le rapport de réduction entre le compresseur mécanique et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par pcm = φ le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, D s sp la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur, δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air situé entre ledit turbocompresseur et ledit compresseur mécanique, Ki et Kp des paramètres de calibration de la boucle de retour. Présentation succincte des figures
D'autres caractéristiques et avantages du procédé selon l'invention, apparaîtront à la lecture de la description ci-après d'exemples non limitatifs de réalisations, en se référant aux figures annexées et décrites ci-après.
La figure 1 illustre un moteur thermique équipé d'une double suralimentation.
La figure 2 illustre les zones d'utilisation d'un compresseur mécanique dans un plan régime, couple.
La figure 3 illustre un moteur thermique instrumenté selon un mode de réalisation de l'invention.
Les figures 4a) à 4c) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass et l'ouverture de la turbine VGT pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour un régime de 1000 tr/min.
Les figures 5a) à 5c) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass et l'ouverture de la turbine VGT pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour un régime de 2500 tr/min.
Les figures 6a) à 6c) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass et l'ouverture de la turbine VGT pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min.
Les figures 7a) à 7d) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass, l'ouverture de la turbine VGT et la pression moyenne effective (PME) pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min avec des variations de pression atmosphérique.
Les figures 8a) à 8d) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass, l'ouverture de la turbine VGT et la pression moyenne effective (PME) pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min avec des variations de température atmosphérique.
Les figures 9a) à 9d) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass, l'ouverture de la turbine VGT et la pression moyenne effective (PME) pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min avec des variations de quantité de carburant injecté. Les figures 10a) à 10c) illustrent la pression de suralimentation, l'ouverture de la vanne de by-pass et de la turbine VGT (sur la même figure) et la pression moyenne effective (PME) pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation du procédé selon l'invention pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500, et 3000 tr/min prenant en compte des dispersions au niveau des capteurs et des composants du système de suralimentation.
Les figures 1 1 a) et 1 1 b) représentent la valeur absolue de l'erreur statique de la pression de suralimentation sur mille essais dispersés pour une commande en boucle ouverte selon un mode de réalisation de l'invention.
Les figures 12a) à 12c) correspondent aux figures 6a) à 6c) pour une commande en boucle fermée selon un deuxième mode de réalisation du procédé selon l'invention.
Les figures 13a) à 13c) correspondent aux figures 10a) à 10c) pour une commande en boucle fermée selon un deuxième mode de réalisation du procédé selon l'invention.
Les figures 14a) et 14b) correspondent aux figures 1 1 a) et 1 1 b) pour une commande en boucle fermée selon un deuxième mode de réalisation du procédé selon l'invention.
Les figures 15a) à 15c) illustrent respectivement le régime, la pression de suralimentation et les positions des actionneurs pour un pied au plancher à partir de 1000 tr/min.
Les figures 16a) et 16b) illustrent la pression de suralimentation et l'accélération du véhicule pour un pied au plancher à partir de 1000 tr/min pour différents rapports de boîte de vitesse.
Les figures 17a) à 17c) correspondent aux figures 15a) à 15c) pour un régime moteur de 2500 tr/min.
Les figures 18a) et 18b) correspondent aux figures 16a) et 16b) pour un régime moteur de 2500 tr/min.
Description détaillée de l'invention
Le procédé selon l'invention permet de commander un moteur pourvu d'une double suralimentation comprenant un compresseur d'un turbocompresseur et un compresseur mécanique, en parallèle duquel est montée une vanne de by-pass. La figure 1 représente un moteur thermique équipé d'une double suralimentation pouvant être commandé par le procédé selon l'invention. Un moteur (1 ) est équipé d'un circuit d'admission et d'un circuit d'échappement. Dans le circuit d'admission sont disposés dans le sens de la circulation de l'air : un filtre à air (7), le compresseur du turbocompresseur (2), un premier refroidisseur d'air suralimenté (6), un compresseur mécanique (3) et un deuxième refroidisseur d'air suralimenté (5). En parallèle du compresseur mécanique est disposé un circuit de dérivation, dit circuit de by-pass, comprenant une vanne de by-pass (4). Dans le circuit d'échappement, on retrouve la turbine du turbocompresseur (2), cette turbine est à géométrie variable (VGT). Selon le mode de réalisation de la figure 1 , le compresseur mécanique (3) est entraîné par le vilebrequin du moteur (1 ) par des moyens de transmission, notamment une courroie, et au moyen d'un embrayage (1 1 ). Alternativement et selon un mode de réalisation non représenté, le compresseur mécanique (3) peut être entraîné par un moteur électrique commandé. Les refroidisseurs d'air suralimenté (5, 6) permettent de refroidir l'air qui a été chauffé lors des compressions successives.
En outre, tel que représenté, le moteur peut comprendre un circuit de recirculation (8) des gaz d'échappement (EGR) comprenant un refroidisseur (10) et une vanne (9), dite vanne EGR. Les gaz brûlés qui circulent se mélangent à l'air frais entre le filtre à air (7) et le compresseur du turbocompresseur (2). Le moteur (1 ) tel que représenté comprend quatre cylindres. Ces deux dernières caractéristiques (EGR et nombre de cylindres) sont indépendantes du procédé de commande selon l'invention et ne sont pas limitatives.
Le procédé selon l'invention est également adapté au moteur thermique pourvu d'une double suralimentation pour lequel le compresseur mécanique n'est pas entraîné par le vilebrequin du moteur, mais par exemple par un moteur électrique.
La figure 2 montre dans un diagramme couple C en fonction du régime moteur Ne différentes zones d'utilisation de la double suralimentation. Dans la zone Z1 , pour des faibles couples, on est en fonctionnement dit atmosphérique ; c'est-à-dire la pression d'admission est à la pression atmosphérique, ce qui correspond au fonctionnement classique du moteur thermique sans suralimentation. Dans la zone Z2, à bas régime, le turbocompresseur ne suffit pas à augmenter la pression de suralimentation, on utilise la vanne de by-pass, l'actionneur VGT étant alors positionné à l'optimum de rendement de la turbomachine. Pour réduire la consommation, quand c'est possible, on utilise le moins possible le compresseur mécanique, c'est-à-dire qu'on réalise la charge grâce au turbocompresseur via l'actionneur VGT (zone Z4). Dans la zone hachurée Z3, on utilise le compresseur mécanique seulement pour les régimes transitoires pour compenser la lenteur du turbocompresseur. Sur cette figure, S désigne un seuil prédéterminé au delà duquel le compresseur mécanique n'est pas utilisé, S est déterminé en fonction de la vitesse maximale admissible par le compresseur mécanique (issues de données constructeur) et des caractéristiques du rapport de réduction entre le vilebrequin et le compresseur mécanique.On peut choisir ce seuil S sensiblement égal à 3000 tr/min. Le procédé selon l'invention concerne la commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation. Pour commander le moteur thermique, on réalise les étapes suivantes : 1 ) détermination des pressions et températures au sein du circuit d'admission
2) acquisition d'une consigne de pression de suralimentation
3) construction d'un modèle de remplissage
4) calcul de la consigne d'ouverture de la vanne de by-pass
5) commande de la vanne de by-pass
6) activation du compresseur mécanique.
La dernière étape d'activation du compresseur mécanique est une étape optionnelle qui est valable uniquement si le compresseur mécanique est entraîné par le vilebrequin du moteur au moyen d'un embrayage.
Notations
Au cours de la description, les termes amont et aval sont définis par rapport au sens de l'écoulement des gaz à l'admission et à l'échappement. De plus, les notations suivantes sont utilisées :
• Pavcm ,Tavcm : pression et température en amont du compresseur mécanique (3), en sortie du premier refroidisseur d'air suralimenté (6).
• Psumi ,Tsural : pression et température de suralimentation à l'admission du moteur (1 ) et en aval du compresseur mécanique (3).
• Vsural : volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission du moteur (1 ) d'une part et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part.
• Papcm : pression en aval du compresseur mécanique (3) et en amont du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5).
• Bypass : position d'ouverture de la vanne de by-pass (4).
• Ne : régime du moteur (1 ).
• Vsural : volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission du moteur d'une part, et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part.
• R : constante spécifique des gaz parfaits, qui est la même pour tous les gaz concernés ici (air et gaz d'échappement), et qui vaut 288 J/kg/K.
• Dcm : débit massique d'air en sortie du compresseur mécanique (3).
• Dbp : débit massique d'air traversant la vanne de by-pass (4).
• D : débit massique d'air aspiré par les cylindres du moteur (1 ). Abp : surface d'ouverture de la vanne de by-pass (4).
γ : rapport des capacités massiques des gaz, on considère pour le mélange gazeux (air et gaz d'échappement) que γ = 1,4 .
rcm : rapport de réduction entre le compresseur mécanique (3) et le vilebrequin (lorsque le compresseur mécanique est entraîné par le moteur).
pcm : densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique (3) donnée
P
Par Pcm =■
• φ : débit volumétrique du compresseur mécanique (3). Le débit volumétrique est obtenu à partir d'une cartographie, qui peut faire partie des données fournies par le fournisseur du compresseur mécanique (3).
• δΡ : pertes de charge dans le refroidisseur d'air suralimenté (6) situé entre le turbocompresseur (2) et le compresseur mécanique (3). Ce terme de pertes de charge est cartographié en fonction du régime du compresseur mécanique et de la densité des gaz.
• Ki et Kp : paramètres de calibration de la boucle de retour pour le mode de réalisation en boucle fermée.
• PME : pression moyenne effective, elle correspond au rapport entre le travail fourni par le moteur (1 ) durant un cycle et la cylindrée du moteur (1 ).
• VGT : ouverture de la turbine du turbocompresseur (2).
Ces notations, indexées par la mention -sp , représentent les consignes associées aux grandeurs considérées. La mention -mes indique les valeurs mesurées, la mention -nom indique les valeurs nominales, la mention -dtsp correspond aux valeurs avec dispersion. La dérivée par rapport au temps est indiquée par un point au dessus de la variable considérée.
Dans la suite de la description et pour les figures 1 et 3, on considère un compresseur mécanique (3) entraîné par le vilebrequin du moteur à combustion (1 ), toutefois le procédé selon l'invention est également valable pour un compresseur mécanique (3) entraîné par un moteur électrique.
Étape 1 ) détermination des pressions et températures au sein du circuit d'admission Afin de commander la suralimentation et notamment l'ouverture de la vanne de by- pass, le procédé selon l'invention nécessite la connaissance de grandeurs physiques au sein du circuit d'admission. Il s'agit de la pression P avcm et de la température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) ainsi que la pression P mral et la température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ).
Ces grandeurs physiques peuvent être mesurées au moyen de capteurs de pression et de températures ou déterminées au moyen d'estimateur.
Selon un mode de réalisation illustré en figure 3, on dispose quatre capteurs au sein du circuit d'admission. On mesure une pression Pavcm et une température Tavcm en sortie du premier refroidisseur d'air suralimenté (6) et on mesure une pression P mral et une température Tmral de suralimentation en sortie du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5).
Alternativement, on mesure uniquement une pression P sural et une température Tsural de suralimentation en sortie du deuxième refroidisseur à air suralimenté (5) et on détermine une pression P avcm et une température Tavcm au moyen d'un estimateur. Par exemple, pour estimer la pression Pavcm on utilise un estimateur basé sur un modèle dynamique dans le volume en amont du compresseur mécanique faisant intervenir la loi de conservation des débits et pour déterminer la température Tavcm on utilise une cartographie du refroidisseur à air suralimenté (6) et la pression estimée P avcm .
Étape 2) acquisition d'une consigne de pression de suralimentation
On acquiert une consigne de pression de suralimentation P^ral qui permet d'atteindre le comportement (couple) demandé au moteur. Cette consigne est donnée par l'étage supérieur du contrôle moteur. Elle est usuellement cartographiée en fonction de la consigne de PMI (Pression Moyenne Indiquée qui est la pression spécifique moyenne sur la surface de piston durant une course double compression-expansion) ainsi que du régime moteur. Étape 3) construction du modèle de remplissage
On construit un modèle de remplissage du volume de suralimentation. Le volume de suralimentation est délimité d'une part par les soupapes d'admission du moteur et d'autre part par le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4). Le modèle de remplissage relie la pression de suralimentation P sural à l'ouverture Bypass de la vanne de by-pass (4) au moyen de la pression Pavcm et de la température Tavcm en amont du compresseur mécanique (3) ainsi que ladite température Tsural de suralimentation. Le modèle de remplissage traduit le remplissage du volume de suralimentation et prend en compte les phénomènes physiques mis en jeu pour ce remplissage. Selon un mode de réalisation de l'invention, l'évolution de la pression en aval du compresseur mécanique est gouvernée par la dynamique de remplissage du volume situé en amont des soupapes. Cette dynamique s'écrit par une formule du type :
RT.
(D - D, - D )
V,
Le débit aspiré Dasp est donné par le modèle de remplissage du moteur ; il s'agit d'un modèle statique reliant le débit aspiré par les cylindres avec les grandeurs à l'admission, ce type de modèle équipe classiquement les moyens de contrôle du moteur et peut être du type Dasp = fonction(Psural ,Tsural , Ne) . Ce modèle est donc une fonction de la pression de suralimentation.
Le débit passant à travers la vanne de by-pass Dbp s'écrit sous la forme :
Dbp = Abp (ByPaSS) - f (PaVcm ' ^ sural ' ^ avcm /
avec Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et / le débit par unité de surface donné par la relation de Saint-Venant suivante (relation de pertes de charge au niveau de la vanne de by-pass) :
• Le débit compresseur mécanique Dcm peut s'écrire comme étant le produit du débit volumique avec la densité des gaz amont :
avec (donné par le fournisseur du
compresseur mécanique), et pcm est la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par pcm = Pavcm/RTavcm . La pression Papcm située en aval du compresseur mécanique (3) et en amont du refroidisseur d'air suralimenté (5) est liée à la pression de suralimentation par l'ajout d'un terme de pertes de charge δΡ dans le refroidisseur d'air suralimenté (5) : P = Psural + SP{rcm x Ne , pcm ) . Ce terme de pertes de charge δΡ est cartographié en fonction du régime du compresseur mécanique (qui vaut rcm x Ne lorsque le compresseur mécanique (3) est entraîné par le moteur (1 )) et de la densité des gaz pcm .
En remplaçant l'expression des trois débits dans la première relation, la dynamique de pression de suralimentation peut s'écrire par une formule du type :
p / où Bypass et Pmral représentent la commande et la sortie du système à contrôler. Cette relation constitue un modèle de remplissage du volume de suralimentation.
Étape 4) calcul de la consigne d'ouverture de la vanne de bv-pass
Au moyen du modèle de remplissage déterminé à l'étape précédente et de la consigne de pression de suralimentation Ps sp mi > on détermine la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass (4).
Selon le mode de réalisation décrit à l'étape précédente, pour déterminer la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass (4), on inverse la relation obtenue et on l'applique à la consigne de pression Ps sp ml de suralimentation, ce qui donne une formule du type :
Bypasssp = - D asp J J
Cette loi de commande est alors légèrement modifiée. On remplace la pression de suralimentation Pmral , ainsi que le débit aspiré Dasp , par leurs consignes. La consigne du débit aspiré peut être donnée directement par l'étage supérieur du contrôle du moteur ou elle peut être déterminée par le modèle de remplissage du moteur dans lequel on considère la consigne de la pression de suralimentation : par exemple le modèle peut s'écrire
Da sp sp = fonction(ps sp ral ,Tmral , Ne) . Ceci permet d'augmenter la robustesse de la loi de commande. En boucle ouverte, le calcul de la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass peut s'écrire par une relation du type : sp
Bypass
ysp
Le terme dynamique P^ surraall , permet de jouer ici un rôle d'accélérateur en transitoire.
Étape 5) commande de la vanne de bv-pass
Une fois la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass (4) déterminée, on applique cette consigne à la vanne de by-pass (4) pour atteindre la consigne de pression de suralimentation P^ral attendue. Ainsi, on obtient la charge désirée du moteur.
Étape 6) activation du compresseur mécanique
Lorsque le compresseur mécanique (3) est entraîné par le moteur à combustion (1 ), un embrayage (1 1 ) est inséré entre un réducteur et le compresseur (3). La commande de cet embrayage (1 1 ) entraîne l'activation et la désactivation du compresseur (3) : en effet, il s'agit généralement d'une commande "on-off". L'embrayage (1 1 ) est fermé lorsqu'on se trouve dans la zone d'utilisation du compresseur mécanique (zones Z2 et Z3 de la figure 2) et ouvert sinon (zones Z1 et Z4 de la figure 2). Avantageusement, la commande de l'embrayage (1 1 ) est directement liée à la commande de la vanne de by-pass, c'est-à-dire à la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass (4). De préférence, lorsque l'ouverture de la vanne (4) est incomplète (la vanne est ouverte à moins de 99% de son ouverture totale) et lorsque le régime moteur Ne est inférieur à un seuil prédéterminé S (on choisit notamment S = 3000 tr/min), le compresseur mécanique (3) est embrayé. Il est débrayé dans le cas contraire.
Lorsque le compresseur mécanique (3) est entraîné par un moteur électrique, la commande de ce moteur électrique entraîne l'activation et la désactivation du compresseur (3), de manière à respecter les zones de fonctionnement illustrées à la figure 2.
Le procédé selon l'invention est adapté à la commande de moteur thermique, notamment pour des véhicules et plus particulièrement des véhicules automobiles. Le moteur thermique concerné peut être un moteur à essence ou un moteur Diesel. Variantes de réalisation
Selon une variante de réalisation de l'invention, on réalise un bouclage pour déterminer la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass, on parle alors de commande en boucle fermée. Cela permet de diminuer l'erreur statique entre la pression de suralimentation mesurée et sa consigne.
Pour atteindre ce but, on cherche à forcer la trajectoire de la pression de suralimentation Psural à suivre la trajectoire de sa consigne Ps u p ral , pour cela on impose une relation du type : Psural - = ~K P ~ pZai )~ Ki J0 ~ pZai )*■ Les gains Kp et Ki sont des paramètres de calibration. Étant donné la structure du contrôleur, ces gains sont des constantes, valables sur toute la plage de fonctionnement qui permettent de prendre en compte la non-linéarité du système.
Cette correction fait apparaître un terme proportionnel et un terme intégral de l'erreur. L'inversion de la dynamique s'effectue ensuite exactement comme dans l'étape 4) de calcul de la consigne d'ouverture Bypasssp de la vanne de by-pass. On obtient alors une commande en boucle fermée de la forme :
Bypasssp =
D aspsp avec SPI — K p {Psurai Pslrai ) Kt j" {Psurai Pslrai ^■ Avantageusement, le terme de bouclage (ou "feedback") est extrait du facteur multiplicatif RTsural /Vsural . Ce rapport étant quasi-constant, il entre dans les valeurs des paramètres de calibration Kp et Ki .
Selon une deuxième variante de réalisation de l'invention, on peut piloter le turbocompresseur à géométrie variable VGT (2) au moyen d'une consigne déterminée avec une cartographie du turbocompresseur (2).
Exemples d'application
Afin de vérifier le comportement du moteur thermique avec le procédé selon l'invention, des simulations sont réalisées pour la commande en boucle ouverte et pour la commande en boucle fermée pour le moteur thermique instrumenté selon la figure 3. Pour ces simulations, le seuil prédéterminé S d'utilisation du compresseur mécanique est fixé à 3000 tr/min. Les figures 4 à 1 1 correspondent à la commande en boucle ouverte telle que décrite à l'étape 4) et les figures 12 à 14 correspondent à la commande en boucle fermée telle que décrite dans le paragraphe variantes de réalisation. Les figures 4a) à 4c) présentent une prise de charge pour un régime de 1000 tr/min (zone Z2 de la figure 2). La figure 4a) présente la pression de suralimentation consigne P^ral et mesurée Ps™ ainsi que la pression mesurée en amont du compresseur mécanique P™ m s .
Les deux figures 4b) et 4c) présentent les ouvertures des actionneurs d'air, de la vanne de by-pass et de la VGT (consignes et mesures). Pour toutes les figures, les ouvertures sont exprimées en %, 0% signifie que l'actionneur est fermé, alors que 100% signifie que l'actionneur est complètement ouvert. La demande de couple intervient à 2 secondes. La pression de suralimentation demandée est alors d'environ 2100 mbar.
L'ouverture du turbocompresseur VGT (2) est positionnée par une cartographie plus un terme proportionnel sur l'erreur de pression de suralimentation et la VGT se ferme au début du régime transitoire. La vanne de by-pass (4) se ferme fortement puis se rouvre pour retrouver une position d'ouverture constante en régime stabilisé. La fermeture importante de la vanne de by-pass a pour effet d'accélérer la réponse de pression de suralimentation en compensant la lenteur du turbocompresseur.
Les figures 5a) à 5c) correspondent aux figures 4a) à 4c) pour un régime de 2500 tr/min (zone Z3 de la figure 2). Sur cet essai, le compresseur mécanique (3) n'est pas nécessaire pour réaliser la charge requise. Cependant, la commande en boucle ouverte selon l'invention l'utilise durant un régime transitoire pour accélérer la réponse de pression de suralimentation. On voit clairement sur la figure 5b) que la vanne de by-pass est initialement ouverte (à faible charge), puis se ferme durant le transitoire, et enfin se rouvre lorsque la pression de suralimentation souhaitée est réalisée. On constate sur cet essai l'accélération du système obtenue en utilisant le compresseur mécanique (3) en transitoire.
Les figures 6a) à 6c) présentent des mises sous couple pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500 et 3000 tr/min. Les figures représentent respectivement la pression de suralimentation Psural (ainsi que la pression amont compresseur mécanique), la position de la vanne de by-pass Bypass et la position de la VGT.
Sur les trois premières prises de charge (à 1000, 1500 et 2000 tr/min), on se situe dans la zone d'utilisation du compresseur mécanique (zone Z2 de la figure 2). On voit bien qu'à la fin du transitoire, la VGT est positionnée de telle façon que le rendement de la turbomachine (2) soit optimum et la vanne de by-pass (4) est encore fermée. On voit tout de même que, durant le transitoire, la vanne de by-pass (4) se ferme plus pour accélérer le système.
Sur les deux prises de charge suivantes (à 2500 et 3000 tr/min), on se situe dans la zone où, en stabilisé, il est préférable de ne pas embrayer le compresseur mécanique (zone Z3 de la figure 2). Cependant, la commande de contrôle de la pression de suralimentation va chercher à embrayer le compresseur mécanique (3) en transitoire pour accélérer la réponse en pression de suralimentation. A la fin du transitoire, le compresseur mécanique (3) est débrayé à nouveau.
On vérifie ensuite la robustesse du procédé de commande vis à vis des conditions atmosphériques (variations de pression atmosphérique et de température atmosphérique) et vis-à-vis de la quantité de carburant injecté.
Les figures 7a) à 7d) et 8a) à 8d) présentent des transitoires de charge pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500 et 3000 tr/min. Plusieurs cas sont alors comparés : 813, 913, 1013 et 1 1 13 mbar pour les variations de pression atmosphérique (figures 7) et 0, 10, 20, 30 et 40 °C pour les variations de température atmosphérique (figures 8).
Les figures 7a) et 8a) représentent la pression de suralimentation. On constate que le suivi de pression est bon dans les différents cas. A 1000 tr/min, le transitoire est plus lent pour les faibles pressions à cause de la saturation de l'actionneur de by-pass (4).
Les figures 7b), 7c) et 8b), 8c) présentent la position des actionneurs. On voit clairement ici que la stratégie en boucle ouverte modifie la position de la vanne de by-pass (4) de façon à satisfaire la pression de suralimentation. De cette façon, la stratégie s'affranchie de l'utilisation de cartographies de correction en fonction des conditions atmosphérique.
Les figures 7d) et 8d) donne la pression moyenne effective (PME). On constate ici que la stratégie en boucle ouverte permet de conserver le même brio lorsque les conditions atmosphériques changent. Le terme brio est un terme technique du domaine automobile qui qualifie les performances/ressentis de conduite d'un véhicule durant la phase de pleine charge. Par exemple, un moteur suralimenté souffrira d'un brio moindre qu'un moteur atmosphérique pour une même puissance.
On étudie l'influence de la variation de quantité de carburant injectée sur le contrôle de la double suralimentation. Les figures 9a) à 9d) présentent des transitoires de charge pour différents régimes : 1000, 1500, 2000, 2500 et 3000 tr/min. Différents cas sont alors comparés : -4, -2, 0, 2 et 4 mg de carburant par rapport à une injection nominale. L'unité mg/st signifie mg / stroke (mg / coup), c'est-à-dire la quantité dans chaque cylindre à chaque coup moteur, soit tous les 90 ° de rotation du vilebrequin pour un moteur 4 temps 4 cylindres.
La figure 9a) présente la pression de suralimentation Pmral . On remarque que la réponse en pression est la même pour les différents cas.
Les figures 9b) et 9c) présentent la position des actionneurs. On voit clairement ici encore que la commande en boucle ouverte modifie la position de la vanne de by-pass (4) de façon à satisfaire la pression de suralimentation. En effet, la variation des conditions d'injection a un fort impact sur la pression échappement et donc sur le fonctionnement du turbocompresseur (2). La commande de la double suralimentation compense automatiquement cette perte de performance du turbocompresseur (2) en fermant plus ou moins la vanne de by-pass.
La figure 9d) donne la pression moyenne effective (PME). On voit bien ici l'impact des variations de la quantité de carburant injectée sur la production de couple.
Au vu des figures 7 à 9, on peut confirmer que le procédé de commande est robuste vis-à-vis des conditions atmosphériques et vis-à-vis des conditions de l'injection.
On vérifie ensuite la robustesse du procédé de commande vis-à-vis de dispersions concernant les différents capteurs et systèmes. Les dispersions ont pour but de simuler une différence entre les véhicules à leur sortie d'usine. On considère un échantillon de mille véhicules. Les dispersions suivent une répartition gaussienne.
Les dispersions sur les capteurs sont les suivantes :
• capteur de pression de suralimentation : trois sigma à 35 mbar (ce qui signifie que la probabilité que la valeur réelle de la pression soit à moins de 35 mbar de la valeur mesurée est de 99,7 %),
· capteur de pression amont compresseur mécanique : trois sigma à 35 mbar (il est à noter que les deux capteurs de pression peuvent être recalés entre eux, les dispersions appliquées par la suite sont donc identiques pour ces deux capteurs),
• capteur de température de suralimentation : trois sigma à 3 °C,
• capteur de température amont compresseur mécanique (3) : trois sigma à 3 'Ό.
Les dispersions sur les composants du système de suralimentation sont les suivantes :
• débit à travers le compresseur mécanique (3) : trois sigma à 0,5 %,
• efficacité du compresseur centrifuge (2) : trois sigma à 2 %,
• efficacité de la turbine (2) : trois sigma à 2 %,
• position de la VGT (2) : trois sigma à 4 %,
· position de la vanne de by-pass (3) : trois sigma fonction de l'ouverture, cf. tableau 1 ci-dessous :
Tableau 1 - Dispersion sur la vanne de by-pass
Les figures 10a) à 10c) présentent les mêmes transitoires de charge à différents régimes que sur les figures 6a) à 6c). On simule les mille échantillons représentant les mille véhicules en sortie d'usine. Les dispersions des capteurs et des composants du système de suralimentation sont présentes en même temps. Les trois figures présentent la pression de suralimentation (figure 10a), la position des actionneurs (VGT et vanne de by-pass) (figure 10b) ainsi que la PME (en sortie moteur, i.e. prenant en compte de la pression moyenne de frottement PMF induite par l'utilisation du compresseur mécanique) (figure 10c). Sur chaque figure, les courbes en trait gras représentent le cas de fonctionnement nominal, sans aucune dispersion (équivalent aux résultats des figures 6), et les courbes en trait fin représentent les mille cas dispersés.
On remarque dans un premier temps que le transitoire de pression de suralimentation est faiblement impacté par la présence des dispersions. L'erreur statique obtenue est elle aussi limitée à une centaine de millibars.
La figure 10b) montre que la trajectoire de la position des actionneurs change fortement suivant les dispersions, notamment à plus haut régime. Ceci s'explique par le fait qu'à haut régime, la différence de pression aux bornes de la vanne de by-pass (4) est plus faible. Une erreur dans la mesure des pressions amont et aval de cette dernière induira donc une forte modification du pré-positionnement de la vanne de by-pass (4). Il est toutefois important de noter que cette modification de la position des actionneurs n'a pas d'impact sur la sortie du système qui est la pression de suralimentation.
La figure 10c) présente la réponse en PME qui parait n'être que relativement peu impactée par les dispersions appliquées, de l'ordre de 1 bar (suivant le fait que le compresseur mécanique est débrayé ou non à la fin du transitoire).
Les figures 1 1 a) et 1 1 b) présentent le temps de réponse Tr à 95 % ainsi que la valeur du dépassement D de la pression de suralimentation correspondant aux résultats des figures 10. Pour chaque régime, les traits horizontaux du rectangle définissent le deuxième quartile, la médiane et le troisième quartile. Les traits à l'extérieur du rectangle représentent l'intervalle à trois sigma (99,7 % des points sont dans l'intervalle). Les points définis par des croix sont des points marginaux. On constate que le temps de réponse Tr est quasiment indépendant du régime moteur Ne, du fait de la compensation de la lenteur du turbocompresseur (2) par le compresseur mécanique (3). Par ailleurs, l'erreur statique est relativement faible comme l'atteste la valeur du dépassement D. Ceci signifie que la commande en boucle ouverte est robuste vis-à-vis des dispersions. Une erreur statique est tout de même présente en présence des dispersions. Une commande en boucle fermée peut permettre d'annuler complètement cette dernière.
Les figures 12a) à 12c) présentent des mises sous couple pour différents régimes :
1000, 1500, 2000, 2500 et 3000 tr/min pour la commande en boucle fermée. Les figures représentent respectivement la pression de suralimentation (figure 12a), la position des actionneurs (VGT et Bypass) (figure 12b) et la PME (en sortie moteur, i.e. prenant en compte l'utilisation du compresseur mécanique) (figure 12c).
Ces résultats sont à comparer avec ceux des figures 6, donnant les résultats de la commande en boucle ouverte. Il est clair ici qu'en l'absence de dispersion sur le système, un bon suivi de trajectoire était déjà assuré par la stratégie en boucle ouverte. Le travail des termes de "feedback" dans la commande est alors ici limité. Ceci facilite grandement la calibration du contrôleur, ce dernier ne travaillant qu'au voisinage de la trajectoire de la consigne.
On applique alors les mêmes dispersions que pour les simulations des figures 10 et 1 1 . Les figures 13a) à 13c) présentent les mêmes transitoires de charge à différents régimes que sur la figure 12. On simule ici les mille échantillons représentant les mille véhicules en sortie d'usine. Les dispersions des capteurs et des composants du système de suralimentation sont présentes en même temps. Les figures 13 présentent la pression de suralimentation (figure 13a), la position des actionneurs (VGT et vanne de by-pass) (figure 13b) ainsi que la PME (en sortie moteur, i.e. prenant en compte l'utilisation du compresseur mécanique) (figure 13c). Sur chaque figure, les courbes en traits gras représentent le cas de fonctionnement nominal, sans aucune dispersion (équivalent aux résultats des figures 12), et les courbes en traits fins représentent les mille cas dispersés.
Ces résultats sont à comparer avec ceux des figures 10 (résultats en boucle ouverte). On remarque dans un premier temps que l'erreur statique sur la pression de suralimentation a disparue. La deuxième remarque est que les positions des actionneurs de suralimentation sont beaucoup moins dispersées. Enfin, la PME est également moins dispersée. L'erreur restante vient de la dispersion du capteur de pression de suralimentation.
Les figures 14a) et 14b) donnent le temps de réponse Tr à 95 % ainsi que le dépassement D de la pression de suralimentation sur les mille essais dispersés. Pour chaque régime, les traits horizontaux du rectangle définissent le deuxième quartile, la médiane et le troisième quartile. Les traits à l'extérieur du rectangle représentent l'intervalle à trois sigma (99,7 % des points sont dans l'intervalle). Les points définis par des croix sont des points marginaux.
On constate que le temps de réponse Tr varie très peu d'un régime à l'autre, entre 700 ms et 1 100 ms. On voit ici tout l'intérêt de l'utilisation du compresseur mécanique (3) en transitoire. La robustesse de la commande est aussi mise en évidence par la faible variance des temps de réponse Tr sur le système soumis aux dispersions.
La figure 14b) présente le dépassement D de la pression de suralimentation. On voit ici qu'il est constant sur toute la plage de régimes et que sa valeur maximale n'excède pas 150 mbar.
Au vu de ces résultats, le procédé de commande selon l'invention que ce soit en boucle ouverte ou en boucle fermée est bien robuste vis-à-vis des dispersions provenant des capteurs et/ou des composants du système de suralimentation. Une validation sur des transitoires d'un véhicule est réalisée pour vérifier les performances du procédé de commande de la double suralimentation. Pour cela, un modèle de véhicule (du type voiture familiale) a été développé.
Les résultats qui suivent présentent des résultats de simulations de pied à fond pour différents rapports et différents régimes de départ. On appelle pied à fond une forte demande de couple correspondant à un enfoncement de la pédale d'accélérateur. Ces simulations sont réalisées avec la commande en boucle fermée.
Les figures 15a) à 15c) présentent un pied à fond en BV3 (3eme rapport de la boîte de vitesse) à 1000 tr/min. Sur chacune des trois figures, la ligne verticale en pointillés indique le moment où le régime dépasse 3000 tr/min, soit le régime à partir duquel le compresseur mécanique (3) est nécessairement débrayé.
La figure 15a) donne l'évolution du régime moteur Ne.
La figure 15b) présente la pression de suralimentation consigne ainsi que la mesure. On constate ici que le transitoire de pression est rapide et s'effectue assez loin de la zone limite d'utilisation du compresseur mécanique (3).
La figure 15c) donne la position des actionneurs : la vanne de by-pass (4), la VGT (2) et l'embrayage (1 1 ) du compresseur mécanique. On voit qu'au début du transitoire, le compresseur (3) est embrayé, la vanne de by-pass (4) se ferme pour obtenir la pression de suralimentation requise et la VGT (2) se ferme. Au bout d'un certain temps, la vanne de by- pass (4) se rouvre et le compresseur mécanique (3) est débrayé, ce dernier étant superflu puisque le turbocompresseur (2) peut assurer seul la pression de suralimentation demandée.
Les figures 16a) et 16b) donnent les performances obtenues sur tous les rapports de la boîte sur des pieds à fond à 1000 tr/min.
La figure 16a) représente la pression de suralimentation consigne (en pointillés) et mesure (en trais pleins). On voit que les dynamiques des réponses sont similaires pour tous les rapports. La valeur finale change car la pression de suralimentation consigne P^ral
(pleine charge) évolue en fonction du régime.
La figure 16b) montre l'accélération véhicule correspondante pour chacun des rapports.
Ici aussi on remarque que l'accélération est assez rapide sur tous les rapports de la boîte.
Les figures 17a) à 17c) présente un pied à fond en BV3 (3eme rapport) à 2500 tr/min.
Sur chacune des trois figures, la ligne verticale en pointillés indique le moment où le régime dépasse 3000 tr/min, soit le régime à partir duquel le compresseur mécanique (3) est nécessairement débrayé.
La figure 17a) donne l'évolution du régime moteur. La figure 17b) présente la pression de suralimentation consigne ainsi que la mesure. On constate que le transitoire de pression est très rapide. La figure 17c) donne la position des actionneurs : la vanne de by-pass (4), la VGT (2) et l'embrayage (1 1 ) du compresseur mécanique (3). On voit qu'au début du transitoire, le compresseur (3) est embrayé, la vanne de by-pass (4) se ferme pour obtenir la pression de suralimentation requise et la VGT (2) se ferme. Au bout d'un certain temps, la vanne de by- pass (4) se rouvre et le compresseur mécanique (3) est débrayé, ce dernier étant superflu puisque le turbocompresseur (2) peut assurer seul la pression de suralimentation demandée.
Les transitoires à 2500 tr/min ne nécessitent pas l'utilisation du compresseur mécanique (3) pour réaliser la pleine charge, cette dernière pouvant être assurée uniquement par le turbocompresseur (2). Cependant, la commande selon l'invention permet d'utiliser le compresseur mécanique dans les phases transitoires en vue d'accélérer la dynamique de la pression de suralimentation. Les figures 18a) et 18b) présentent une comparaison entre une utilisation en transitoire du compresseur mécanique (trais pleins) et une utilisation seule du turbocompresseur (pointillés) qui correspondrait à une commande basique de la double suralimentation.
La figure 18a) représente la mesure de pression de suralimentation et la figure 18b) montre l'accélération a du véhicule correspondante pour chacun des rapports de la boîte. On voit bien à travers ces deux figures le gain substantiel en brio apporté par la stratégie dynamique de contrôle de la double suralimentation.

Claims

Revendications
1 ) Procédé de commande d'un moteur thermique (1 ) équipé d'un système de suralimentation, ledit système de suralimentation comprenant un turbocompresseur (2) et un compresseur mécanique (3) pour comprimer un mélange gazeux à l'admission dudit moteur (1 ) et un circuit de dérivation disposé en parallèle dudit compresseur mécanique comportant une vanne commandée de by-pass (4), caractérisé en ce qu'on réalise les étapes suivantes :
a) on acquiert une consigne de pression de suralimentation P^ral ;
b) on transforme ladite consigne de pression de suralimentation P^ral en une consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass (4) au moyen d'un modèle de remplissage du volume de suralimentation compris entre les soupapes d'admission dudit moteur (1 ) d'une part et le compresseur mécanique (3) et la vanne de by-pass (4) d'autre part ; et
c) on commande ladite vanne de by-pass (4) selon ladite consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass.
2) Procédé selon la revendication 1 , dans lequel on détermine une pression Pavcm et une température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) ainsi qu'une pression P mral et une température Tmral de suralimentation à l'admission dudit moteur (1 ), ledit modèle de remplissage du volume de suralimentation reliant la pression de suralimentation P sural à l'ouverture Bypass de ladite vanne de by-pass au moyen de ladite pression P avcm et de ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) ainsi que ladite température Tmral de suralimentation. 3) Procédé selon la revendication 2, dans lequel ladite pression P sural et ladite température Tmral de suralimentation sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont du collecteur d'admission dudit moteur.
4) Procédé selon l'une des revendications 2 ou 3, dans lequel ladite pression Pavcm et ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) sont déterminées au moyen de capteurs respectivement de pression et de température disposés en amont dudit compresseur mécanique (3). 5) Procédé selon l'une des revendications 2 ou 3, dans lequel ladite pression Pavcm et ladite température Tavcm en amont dudit compresseur mécanique (3) sont déterminées au moyen d'un estimateur dépendant de ladite pression Psural et ladite température Tsural de suralimentation.
6) Procédé selon l'une des revendications 2 à 5, dans lequel ledit modèle de remplissage est déterminé au moyen d'une équation de remplissage dudit volume de suralimentation définie par une formule de conservation des débits du type
RT
Psurai =^ ≡L \Dcm - Dbp - Dasp ) avec P mral la dérivée de ladite pression de sural
suralimentation P sural par rapport au temps, R la constante des gaz parfait, V sural le volume de suralimentation, Dcm le débit arrivant dudit compresseur mécanique (3), Dbp le débit sortant à travers ladite vanne de by-pass (4) qui est fonction de l'ouverture de ladite vanne de by-pass et D le débit aspiré sortant vers les cylindres dudit moteur (1 ). 7) Procédé selon la revendication 6, dans lequel ledit débit Dbp sortant à travers ladite vanne de by-pass (4) est déterminé par une relation de pertes de charges au niveau de ladite vanne de by-pass (4), notamment par une équation de Barré Saint Venant, du type
: D bP = Abp {Bypass )x f {Pavcm , Psural , Tavcm ) avec Abp (Bypass) la surface d'ouverture de la vanne de by-pass et f le débit par unité de surface défini par une formule du type
avec γ le rapport des capacités massiques des gaz.
8) Procédé selon l'une des revendications 6 ou 7, dans lequel ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle ouverte qui s'écrit par une relation du type :
Bypasssp =
x Ne PsSuPrai
A '1 +H cm xNe,pcm) Λ
D aspsp JJ avec rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique (3) et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers le compresseur mécanique donnée par p
Pcm =— le débit volumétrique dudit compresseur mécanique, Da sp sp la consigne acvm
de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur et δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air (6) situé entre ledit turbocompresseur (2) et ledit compresseur mécanique (3).
9) Procédé selon l'une des revendications 6 ou 7, dans lequel ledit modèle de remplissage est un modèle de remplissage en boucle fermée qui s'écrit par une relation du type :
Bypasssp =
1 sp
- Dasp
J \ avcm ' suraî ' avcm / v J avec SPI = -Kp (Psural - PsZat )- Kt JQ (Psural - Ps s u v ral )it , rcm le rapport de réduction entre le compresseur mécanique (3) et le vilebrequin, pcm la densité des gaz passant à travers
P
le compresseur mécanique donnée par pcm =— — ^ |e débit volumétrique dudit acvm
compresseur mécanique, Da sp sp la consigne de débit de gaz aspiré par les cylindres dudit moteur, δΡ les pertes de charge dans un refroidisseur à air (6) situé entre ledit turbocompresseur (2) et ledit compresseur mécanique (3), Ki et Kp des paramètres de calibration de la boucle de retour.
10) Procédé selon l'une des revendications 1 à 7, dans lequel ledit compresseur mécanique (3) est entraîné par un moteur électrique.
1 1 ) Procédé selon l'une des revendications 1 à 9, dans lequel ledit compresseur mécanique est entraîné par le vilebrequin dudit moteur (1 ) au moyen d'un réducteur et d'un embrayage (1 1 ) commandé en fonction de ladite consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass.
12) Procédé selon la revendication 1 1 , dans lequel on commande ledit embrayage (1 1 ) en réalisant les étapes suivantes :
i) on détermine le régime du moteur Ne ; et ii) on commande ledit embrayage (1 1 ) de telle sorte que :
• si la consigne d'ouverture Bypasssp de ladite vanne de by-pass correspond à une ouverture incomplète de ladite vanne (4) et si ledit régime du moteur Ne est inférieur à un seuil prédéterminé, alors on embraye ;
· sinon on débraye.
13) Procédé selon la revendication 12, dans lequel ledit seuil prédéterminé est déterminé en fonction de la vitesse maximale admissible par ledit compresseur mécanique (3) et du rapport de réduction rcm entre ledit vilebrequin et ledit compresseur mécanique (3).
EP13762168.6A 2012-09-11 2013-08-12 Procede de commande d'un moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation Withdrawn EP2906800A1 (fr)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
FR1202420A FR2995355B1 (fr) 2012-09-11 2012-09-11 Procede de commande d'un moteur thermique equipe d'une double suralimentation
PCT/FR2013/051928 WO2014041271A1 (fr) 2012-09-11 2013-08-12 Procede de commande d'un moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP2906800A1 true EP2906800A1 (fr) 2015-08-19

Family

ID=47424938

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP13762168.6A Withdrawn EP2906800A1 (fr) 2012-09-11 2013-08-12 Procede de commande d'un moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation

Country Status (4)

Country Link
US (1) US9879592B2 (fr)
EP (1) EP2906800A1 (fr)
FR (1) FR2995355B1 (fr)
WO (1) WO2014041271A1 (fr)

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2995354B1 (fr) * 2012-09-11 2014-09-12 IFP Energies Nouvelles Procede de determination d'une pression en amont d'un compresseur pour un moteur equipe d'une double suralimentation
DE102014003276A1 (de) * 2014-03-12 2015-09-17 Man Truck & Bus Ag Brennkraftmaschine,insbesondere Gasmotor,für ein Kraftfahrzeug
GB2547704B (en) * 2016-02-29 2020-02-12 Delphi Automotive Systems Lux Method to determine the intake air temperature in an engine system
JP6344438B2 (ja) * 2016-08-05 2018-06-20 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
GB201617825D0 (en) * 2016-10-21 2016-12-07 Ford Global Tech Llc A boosted engine system of a motor vehicle
DE102018207621B3 (de) 2018-05-16 2019-08-08 Ford Global Technologies, Llc Steuerventil für einen Kühlerkreislauf, Anordnung mit dem Steuerventilund Verfahren zum Steuern eines Flüssigkeitsstroms in der Anordnung
CN112424461B (zh) 2018-06-29 2023-06-16 沃尔沃卡车集团 运行四冲程内燃发动机系统的方法
US20200049060A1 (en) * 2018-08-13 2020-02-13 GM Global Technology Operations LLC Engine system and method of controlling a turbocharger and turbocharger of an engine system
FR3085440A1 (fr) 2018-08-30 2020-03-06 IFP Energies Nouvelles Procede de controle d'un moteur a combustion interne avec double admission
FR3085439B1 (fr) 2018-08-30 2021-07-16 Ifp Energies Now Dispositif et systeme de controle d'un moteur a combustion interne avec double admission et balayage
CN120083611A (zh) * 2025-03-05 2025-06-03 东风汽车集团股份有限公司 一种基于老化损耗的发动机控制方法

Family Cites Families (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10145038A1 (de) * 2001-09-13 2003-04-03 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben wenigstens eines Laders eines Verbrennungsmotors
DE10241886A1 (de) * 2002-09-10 2004-03-11 Volkswagen Ag Verfahren zur Erkennung der Strömungsumkehr an der Verdichtungsdrosselklappe bei mehrfach aufgeladener Brennkraftmaschine
DE10320277A1 (de) * 2003-05-07 2004-12-02 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
DE102005004122A1 (de) * 2005-01-28 2006-08-03 Volkswagen Ag Brennkraftmaschine mit Doppelaufladungen und Verfahren zum Betreiben dieser
US7788923B2 (en) * 2006-02-02 2010-09-07 International Engine Intellectual Property Company, Llc Constant EGR rate engine and method
US7484368B2 (en) 2006-08-11 2009-02-03 Eaton Corporation Clutched super turbo control strategy
DE102006062213B4 (de) 2006-12-22 2018-07-26 Robert Bosch Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung einer Aufladeeinrichtung eines Verbrennungsmotors im Aufladebetrieb
DE102007022703B3 (de) * 2007-05-15 2008-11-20 Continental Automotive Gmbh Verfahren zum Steuern einer aufgeladenen Brennkraftmaschine
US8078385B2 (en) * 2008-04-14 2011-12-13 Aqwest Llc Supercharged internal combustion engine system
DE102008034323B4 (de) * 2008-07-23 2014-06-26 Continental Mechanical Components Germany Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Bestimmung des Drucks vor dem Verdichter eines Turboladers zur Ermittlung des Verscchmutzungsgrades eines Luftfilters, der vor dem Verdichter des Turboladers angeordnet ist.
FR2949140B1 (fr) * 2009-08-13 2011-10-14 Renault Sa Procede de regulation d'un systeme de suralimentation d'un moteur a combustion interne
KR101234633B1 (ko) * 2010-09-30 2013-02-19 현대자동차주식회사 터보 랙 개선 장치
US9140199B2 (en) * 2011-11-17 2015-09-22 Robert Bosch Gmbh Combustion mode switching with a turbocharged/supercharged engine
JP5420013B2 (ja) * 2012-04-20 2014-02-19 三菱電機株式会社 内燃機関の制御装置およびその制御方法
FR2995354B1 (fr) * 2012-09-11 2014-09-12 IFP Energies Nouvelles Procede de determination d'une pression en amont d'un compresseur pour un moteur equipe d'une double suralimentation
FR2998924B1 (fr) * 2012-11-30 2014-11-21 IFP Energies Nouvelles Procede de commande d'un moteur thermique equipe d'une double suralimentation
JP6115580B2 (ja) * 2015-02-20 2017-04-19 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
CN107709738B (zh) * 2015-07-02 2019-03-26 日产自动车株式会社 内燃机的控制方法以及控制装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2014041271A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
US9879592B2 (en) 2018-01-30
FR2995355A1 (fr) 2014-03-14
US20150247447A1 (en) 2015-09-03
FR2995355B1 (fr) 2017-03-10
WO2014041271A1 (fr) 2014-03-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2906800A1 (fr) Procede de commande d'un moteur a combustion interne equipe d'une double suralimentation
WO2014083248A1 (fr) Procédé de commande d'un moteur thermique équipé d'une double suralimentation
FR2995354A1 (fr) Procede de determination d'une pression en amont d'un compresseur pour un moteur equipe d'une double suralimentation
EP2211043A1 (fr) Procédé pour contrôler les masses de gaz enfermées dans un cylindre d'un moteur essence à distribution variable
WO2010112718A1 (fr) Procede, pour un turbcompresseur de suralimentation, de determination d'une consigne de position d'un actionneur de by-pass
FR2934323A1 (fr) Procede de gestion d'un circuit de circulation de gaz d'echappement d'un moteur thermique a essence et systeme de recirculation correspondant
EP2956651B1 (fr) Procede de determination de la pression de gaz d'echappement en amont du turbocompresseur et du debit traversant sa turbine
EP2361349A1 (fr) Procede d'estimation dynamique du debit d'air frais alimentant un moteur avec circuits egr haute et basse pression
FR2981404A1 (fr) Procede de controle d'un moteur a combustion a partir d'une estimation de la fraction massique de gaz brules dans le collecteur d'admission
FR3058472B1 (fr) Procede de commande d'un moteur thermique suralimente equipe d'un mecanisme de deconnexion de cylindres.
EP3805544A1 (fr) Controle d'un moteur à allumage commande suralimenté avec recirculation des gaz d'echappement à basse pression
EP3067539B1 (fr) Procédé de détermination de la vitesse de rotation du turbocompresseur d'un moteur à combustion interne de véhicule automobile
FR2833998A1 (fr) Procede et dispositif pour determiner le flux massique de recyclage des gaz d'echappement d'un moteur a combustion interne
FR2923538A3 (fr) Systeme et procede d'estimation de la pression en amont d'une turbine de turbocompresseur et moteur thermique associ associe
FR2979389A1 (fr) Systeme et procede de commande d'un moteur a combustion interne a double recirculation de gaz d'echappement pour vehicule automobile en fonctionnement transitoire
EP2743483A1 (fr) Procédé de contrôle d'un moteur comprenant un cylindre équipé d'une soupape d'admission entrainée par un actionneur sans came
WO2012085443A1 (fr) Systeme et procede de commande d'un moteur a combustion interne pour vehicule automobile en fonctionnement transitoire
FR2874968A1 (fr) Procede de commande d'une pression de suralimentation dans un moteur de vehicule
WO2024149941A1 (fr) Procédé d'optimisation de la performance stabilisée en conditions extrêmes d'un moteur à combustion interne suralimenté
EP3475556B1 (fr) Procede de determination de l'avance a l'allumage d'un moteur a combustion interne et procede de controle d'un moteur utilisant un tel procede
EP4649232A1 (fr) Procédé de détermination d'un remplissage maximal atteignable pour un moteur à combustion interne suralimenté
EP3147491A1 (fr) Procédé de commande d'un moteur à combustion interne de véhicule automobile
FR3152289A1 (fr) Procédé et système de commande d’un moteur à combustion interne à allumage commandé suralimenté configurés pour purger un refroidisseur d’air de suralimentation
FR3058471A1 (fr) Procede de commande d'un moteur thermique suralimente comprenant une ligne de recirculation des gaz d'echappement.
FR2856431A1 (fr) Dispositif de commande d'un moteur suralimente comprenant l'utilisation d'un element de logique floue

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20150413

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

AX Request for extension of the european patent

Extension state: BA ME

DAX Request for extension of the european patent (deleted)
RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: IFP ENERGIES NOUVELLES

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: EXAMINATION IS IN PROGRESS

17Q First examination report despatched

Effective date: 20210430

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION IS DEEMED TO BE WITHDRAWN

18D Application deemed to be withdrawn

Effective date: 20210911