EP4540512A1 - Moteur alternatif à combustion interne alimenté à l'ammoniac avec combustion par auto- allumage - Google Patents

Moteur alternatif à combustion interne alimenté à l'ammoniac avec combustion par auto- allumage

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EP4540512A1
EP4540512A1 EP23736422.9A EP23736422A EP4540512A1 EP 4540512 A1 EP4540512 A1 EP 4540512A1 EP 23736422 A EP23736422 A EP 23736422A EP 4540512 A1 EP4540512 A1 EP 4540512A1
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EP
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operating
engine according
isothermal
combustion
piston
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Application number
EP23736422.9A
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Jean-Frédéric MELCHIOR
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    • F02D2400/04—Two-stroke combustion engines with electronic control

Definitions

  • the invention relates to the field of carbon-free thermal energy production.
  • Reciprocating internal combustion engines burn hydrocarbons in the gas phase via the mechanism of the propagation of a flame front where the products already burned diffuse into the fresh products to bring the latter to their self-ignition temperature which triggers the reactions in chains of live combustion.
  • the slowness of gas diffusion handicaps the thermal efficiency of reciprocating engines by the angular duration of combustion which produces negative work before the top dead center of the pistons and insufficiently expanded gases after said top dead center.
  • the very low flame speed of ammonia compounds this problem to the point where ammonia must be mixed with hydrogen to initiate stable combustion.
  • HCCI Homogeanous Charge Compression Ignition
  • This flameless combustion process consists of heating a homogeneous fuel mixture by compression to its auto-ignition temperature. Unlike progressive surface heating of a flame front, this volume heating process triggers auto-ignition simultaneously throughout the entire fuel charge with the risk of a destructive detonation for the engine.
  • the object of the present invention consists of stratifying the temperature of the reactive medium to confer progressiveness to the self-ignition by compression.
  • the invention can be applied to all fuels in a 4-stroke cycle and in a 2-stroke cycle via different gas exchange strategies.
  • the 2-stroke cycle is best suited to low-carbon, difficult-to-flammable fuels such as methane and ammonia.
  • the invention relates to a method of operating a reciprocating internal combustion engine, each cylinder of which receives at each cycle a fresh mass MA of an isothermal mixture of combustion air and a combustible gas which replaces the mass of gases burned in the previous cycle characterized in that a hot mass MB of burned gases present in the cylinder diffuses throughout the fresh mass MA, during the gas exchange phase and the compression phase, to form a reactive mixture totally stratified in temperatures of which the hottest isothermal stratum reaches its self-ignition temperature before top dead center under the effect of its compression by the piston and of which the less hot isothermal strata successively reach their temperature d self-ignition under the effect of their compression following the thermal expansion of the isothermal strata already burned.
  • the temperature and mass concentration of combustible gas can be identical at all points of the fresh mass MA in order to standardize the temperature of the gases resulting from combustion.
  • the coldest isothermal stratum of the reactive mixture can reach its auto-ignition temperature after the top dead center of the piston in order to limit the maximum pressure and temperature of the cycle.
  • the surface extent of the isothermal strata of the reactive mixture can decrease when their temperature increases in order to provide progressiveness to the rate of heat release from combustion.
  • the hottest area of the reacting medium may be located near the center of the combustion chamber. This zone can also be located against a heat-insulated piston. This can make it possible to provide progressiveness to the combustion heat release rate and to limit thermal leaks towards the piston body.
  • a sensor may be located in a cylinder to continuously transmit the angular position of the combustion relative to the top dead center of the piston to a computer motor control which controls actuators acting on the temperatures of the isothermal strata of the reactive mixture to place said angular position on a value conforming to a map of the torque/operating speed field of the motor stored in the computer memory.
  • the temperatures of the isothermal layers of the stratified reactive mixture can be controlled via the MB/MA ratio of the masses retained in the cylinder.
  • the temperatures of the isothermal strata of the stratified reactive mixture can be controlled via the effective compression ratio of the piston which compresses the MA+MB mixture.
  • a pressure sensitive sensor located in a cylinder can detect the angular position of the maximum pressure of the cycle and the engine control computer can position said maximum pressure after the top dead center of the piston to coincide with the end of combustion according to the invention.
  • the engine control computer can act on the temperatures of the isothermal layers of the stratified reactive mixture by individually or collectively controlling at least some of the following actuators: camshaft phase shifters, variable section turbine distributors, by -variable area turbine pass, variable area air refrigerant bypasses.
  • the method according to the invention is particularly effective in the case of a reciprocating internal combustion engine operating on the 2-stroke cycle under swept, each cylinder of which receives at each cycle a fresh mass MA of an isothermal mixture of combustion air and of a combustible gas which replaces the mass of gases burned in the previous cycle characterized in that a hot mass MB of burned gases retained in the cylinder diffuses throughout the entire fresh mass MA, during the gas exchange phase and the compression phase, to form a reactive mixture totally stratified in temperature, the hottest isothermal stratum of which reaches its auto-ignition temperature before top dead center under the effect of its compression by the piston and the less isothermal strata of which hot successively reach their self-ignition temperature under the effect of their compression following the thermal expansion of the isothermal strata already burned.
  • Said engine may comprise several identical cylinders provided with exhaust ports and intake nozzles closed according to a chronology which successively comprises: in the vicinity of the bottom dead center of the piston, the simultaneous opening of the exhaust ports followed by the simultaneous opening of the intake nozzles; between bottom dead center and top dead center of the piston, the simultaneous closing of the intake nozzles followed by the simultaneous closing of the exhaust ports, the engine control computer controlling the closing angle of the exhaust ports to position the combustion by simultaneously modulating the MB/MA ratio and the effective compression ratio of the stratified reactive mixture MA+MB.
  • Said engine may comprise several cylinders provided with intake nozzles connected to an intake plenum and exhaust ports connected to an exhaust plenum; the inlet plenum being pressurized to a pressure PA by the compressor of a high pressure turbocharger HP via an air refrigerant HP, the exhaust plenum pressurized to a pressure PE slightly lower than the pressure PA supplying the HP turbine of the HP turbocharger via a TC power turbine.
  • Said engine may include a LP turbocharger whose compressor supplies air to the HP compressor via an HP refrigerant and whose turbine is supplied with gases burned by the turbine of the HP turbocharger.
  • the camshafts of said engine can be mechanically connected to the crankshaft via a common phase shifter controlled by the computer to angularly position the combustion via simultaneously the compression ratio and the rate of burnt gases of the MA+MB mixture.
  • a variable flow section of the HP turbocharger turbine distributor can be controlled by the engine control computer to adjust the fuel richness of the mass MA.
  • a variable flow section of the distributor of the power turbine TC can be controlled by the engine control computer to position the combustion and a variable flow section of the turbine of the HP turbocharger can be controlled by the engine control computer to set the richness of the MA mass in accordance with a map stored in the computer memory.
  • the face of the piston can be covered by a heat shield which exchanges its heat with the jet of carbureted air to cancel the heat flow towards the piston body.
  • the stroke of the pistons of said engine can be close to the diameter of the cylinders, the combustible gas of mass MA being ammonia NH3, the ratio MB/MA being greater than 0.70, the volumetric expansion rate being between 7 and 9 and the volumetric compression rate of the pistons being between 3 and 5.
  • FIG. 1 is a schematic view of the air loop of a heavily supercharged turbo-compound engine
  • FIG. 2 is a view of the thermodynamic cycle described by the turbo-compound engine of Figure 1
  • FIG. 3 is a schematic view of the internal aerodynamics of a cylinder of the turbo-compound engine in Figure 1
  • FIG. 4 is a cross section of a cylinder of the turbo-compound engine of Figure 1
  • the key to the invention is the elimination of detonation of a homogeneous fuel charge which ruined the hopes raised by HCCI combustion at the end of the last century. It opens the way to rapid self-ignition by compression of difficult-to-ignite fuels by raising the thermal level of the reactive medium by other means than pure compression. As a bonus, it makes it possible to reduce the production of nitrogen oxides by diluting the reactive medium without reducing the combustion start temperature.
  • the invention achieves its three objectives by constructing, in a reciprocating engine cylinder, a reactive medium fully stratified in temperature by mixing a fresh isothermal carbureted mass MA with a hot mass MB of burnt gas retained in the cylinder.
  • the invention is based on the laws of chemical kinetics which govern the oxidation of a combustible mixture in the gas phase stipulating that the speed of the reactions increases exponentially with the local temperature.
  • the exponential effect of temperature means that volume heating by compression of a reactive medium stratified in temperature triggers a self-ignition front which circulates against the temperature gradient between its hottest isothermal stratum and its coldest isothermal stratum until the fuel runs out.
  • the object of the invention is therefore a reciprocating internal combustion engine, each cylinder of which receives at each cycle a fresh isothermal mass MA of a mixture of combustion air and a combustible gas which replaces the mass of the gases burned in the cycle.
  • a hot mass MB of burnt gases retained in the cylinder diffuses throughout the fresh mass MA, during the gas exchange phase and the compression phase, to form a reactive mixture totally stratified in temperature of which the hottest isothermal stratum reaches its auto-ignition temperature under the effect of its compression by the piston before its top dead center TDC and of which the less hot isothermal strata successively reach their auto-ignition temperature under the effect of their compression following the thermal expansion of the isothermal strata already burned.
  • the process of the invention is no longer effective after TDC when the volumetric expansion of the piston exceeds the thermal expansion due to combustion.
  • it is possible to terminate combustion after TDC given that, when heating by compression becomes insufficient to bring the coldest strata to the self-ignition threshold, the diffusion of the combustion front Self-ignition in fresh produce can complement warming from compression.
  • Combustion is optimal when the concentration of fuel in the fresh mass MA is constant in order to standardize the end-of-combustion temperature in the cylinder.
  • the invention recommends that the carburization of the mass MA takes place in an intake plenum of sufficient volume so that the diffusion of the combustible gas in the combustion air has time to reach thermodynamic equilibrium.
  • Thermal stratification according to the invention thus generates in the reactive medium an inverse gradient of fuel mass concentration which homogenizes the final combustion temperature. Indeed, the hottest strata rich in burnt gases and poor in fuel undergo weak chemical heating, while the cooler strata poor in burnt gases and rich in fuel undergo strong chemical heating. This homogeneity of combustion temperatures optimizes the power of the cycle and eliminates hot spots that generate nitrogen oxides.
  • the invention makes it possible to self-ignite all fuels, regardless of the effective compression ratio of the reactive medium and the auto-ignition temperature. -ignition of the fuel, by controlling the MB/MA ratio of the masses retained in the cylinder before their compression.
  • the chemically inert ballast of recycled burnt gas MB which is stationed in the cylinder retains its internal energy with the exception of thermal leaks in the walls. During compression-expansion cycles it transfers internal energy to the reactive medium to initiate combustion and recovers it simultaneously by diluting said combustion to limit the final temperature. The thermal efficiency of the cycle is thus optimized by complete, rapid and non-detonating combustion which takes place at a substantially constant volume near TDC.
  • the geography of the stratification depends on the position and orientation of the intake nozzles, the position of the exhaust ports and the geometry of the cylinder and the combustion chamber limited by the piston and the cylinder head.
  • the geography of stratification also depends on the initial temperatures of the cool mass MA and the hot mass MB, the ratio of the two masses MB/MA, the turbulence of the reactive medium and the duration of cohabitation of the two masses in the cylinder which sets the rate of advancement of the mixture.
  • Thermal stratification is initiated naturally in a 2-stroke engine cylinder when the fresh mass MA sweeps away the burnt gases from the previous cycle. During this rapid transfer, the gas diffusion which develops at the boundary between the two masses brought into contact does not have time to reach thermodynamic equilibrium and generates a mixed zone stratified in temperature and fuel concentration.
  • the invention structures the gas exchange to diffuse burnt gases throughout the fresh mass MA without evacuating carbureted air towards the exhaust.
  • the invention includes means for positioning combustion optimally near the high point.
  • a sensor located in the combustion chamber detects the angular position of the combustion in real time. This sensor permanently informs an engine control computer which controls actuators acting on the thermal level of the reactive medium, to position the auto-ignition at the end of the compression stroke in accordance with a map of the torque/operating speed field of the engine stored in computer memory.
  • a sensor sensitive to gas pressure detects the maximum pressure of the cycle which coincides with the end of combustion.
  • actuators which act instantly on the thermal level of the reactive medium we will cite, without limitation, camshaft phase shifters, turbine distributors with variable flow section, turbine bypasses with variable flow section, bypasses of air refrigerant with variable flow section.
  • the inventor chose to continue the description of the invention in the architecture of 4-stroke engines where the intake and exhaust ports are located in a cylinder head and are closed by valves actuated by phase-shifting camshafts making it possible to disconnect the gas distribution diagram from the movement of the pistons, unlike single-current scavenging engines which have orifices located in the thickness of the cylinders closed by the pistons.
  • the invention is presented in its preferred application in a light generator, for land and maritime transport and for the decentralized production of electricity, driven by a two-stroke turbocharged turbo-compound engine with a low energy rate. compression fueled with pure ammonia and rotating at constant speed. This particular application exploits all the advantages which characterize the invention.
  • a generator engine (1) operating at 1500 revolutions per minute on the 2-stroke turbo-compound cycle has 6 cylinders (2) in line which successively ignite every 60 dv (crankshaft degrees) to separate the exchange of gases which are carried out through cylinder heads.
  • the intake nozzles are connected to an intake plenum (3) pressurized to a pressure PA, and the exhaust ports are connected to an exhaust plenum (4 ) pressurized at a pressure PE lower than PA.
  • the plenums are sufficiently large in relation to the volume of gas transferred at each cycle so that PA and PE are substantially constant in stabilized conditions at constant load.
  • each cylinder is closed, on the one hand, by the flat face (5) of an axisymmetric cylinder head comprising an axial intake nozzle (6) formed around an intake valve ( 7) and four identical peripheral exhaust orifices (8) arranged in a square around the intake nozzle and closed by synchronous valves (9), and on the other hand, by the face (10) of an axisymmetric piston formed to return the jet of carbureted air (11) coming from the intake nozzle towards the cylinder head by diffusing into the burned gases to structure the stratification according to the decreasing isotherms (22), (23), (24).
  • the piston face is covered by a hot heat shield which exchanges heat with the jet of carbureted air to cancel the heat flow to the piston body.
  • the stroke of the pistons is equal to the diameter of the cylinder at 180 mm to provide in the cylinder head a flow section of the transfer ports compatible with the cylinder capacity.
  • valves are returned to their seats by pneumatic springs (not shown) and their seats are recessed in the cylinder head to delay the effective opening of the ports during acceleration of the ports. valves and advance their effective closing during valve deceleration.
  • FIG. 2 represents the pressure/volume diagram of the closed cycle.
  • the intake valve and the exhaust valves are closed once per cycle by two identical overhead camshafts (12) synchronized on the engine shaft via a common controllable device (not shown) to shift the entire angular chronology of transfers fixed by the camshafts.
  • the exchange of gases begins at the opening OA of the intake nozzle which follows the simultaneous opening OE of the exhaust ports at the end of expansion of the burnt gases when the piston slows down near its bottom dead center BDC, and ends with the simultaneous closing FE of the exhaust ports which follows the closing FA of the intake nozzle when the piston has accelerated towards its top dead center TDC and occupies a position P controlled by the common phase shifter of the shafts cams.
  • the PA-PE pressure drop When the intake nozzle and the exhaust ports are opened simultaneously the PA-PE pressure drop generates a flow in the cylinder which is interrupted when the intake nozzle is closed to fix the mass of carbureted air MA who will participate in the cycle.
  • the mass MA introduced into the cylinder is proportional to the temporal duration of opening of the intake nozzle which does not vary not with the phase shift of the camshafts.
  • the burnt gases of a cycle are evacuated according to three successive mechanisms: between OE and OA the overpressure of the cylinder is suddenly discharged up to the pressure PE of the exhaust plenum; between OA and FA the fresh charge expels burnt gases towards the exhaust ports which are added to those discharged by the piston; between FA and FE, the piston alone continues the delivery of the burned gases until the cylinder closes.
  • mass MA which does not depend on the phase shift of the camshafts
  • the mass MA+MB retained in the cylinder and its compression rate depend on the position P of the piston when the cylinder closes which varies with the phase shift of the cams exhaust. It follows that the camshaft phase shifter, which controls the mass MA+MB of which MA remains constant, simultaneously controls the MB/MA ratio which sets the proportion of gases burned in the stratified mixture and its compression ratio.
  • the turbo-compound turbine 17 can be mechanically connected via a reduction gear 21 to the motor shaft or to an auxiliary alternator.
  • the flow section of the HP turbine distributor can be controlled to adjust the fuel richness in the intake plenum.
  • the HP turbocharger (15) is supplied with combustion air via an air refrigerant (18) by a low pressure LP turbocharger (19) driven in rotation by a LP turbine (20) supplied with burnt gases by the HP turbine (16) .
  • the position of the working turbine upstream of the HP and LP turbines optimizes engine efficiency at partial loads. Indeed, the reductions in engine torque controlled by the flow of fuel injected into the carburetor successively impact the rotation speed of the LP turbocharger then that of the HP turbocharger before impacting the expansion rate of the working turbine which sets the thermal efficiency of the cycle.
  • the invention proposes a process manageable by the engine control computer which controls the carburetor and the camshaft phase shifter.
  • the carburetor throttle is closed and the phase shifter positions the cams to advance the cylinder closure to the bottom dead center of the piston to maximize the air compression ratio and simultaneously advance the cylinder opening before bottom dead center to reduce the gas expansion rate.
  • the rotation of the crankshaft by a starter triggers at each rotation a strong heating by compression of the air and a reduced cooling by an aborted expansion which discharges into the plenum of exhaust, via the exhaust ports, a fraction of the hot air partially re-aspirated into the cylinder by the residual stroke of the piston to its bottom dead center with a mass of fresh air from the intake plenum, via the ports intake openings later, adjusted by the carburetor butterfly.
  • the first rotation will begin its cycle at ambient temperature and each subsequent rotation will add heat in the cylinder to reach the auto-ignition temperature of the fuel at the top dead center of the piston.
  • the fuel is then injected into the carburetor to decouple the starter by initiating operation of the engine at idle in slightly supercharged naturally aspirated regulated by the engine control computer via the fuel injector and the throttle valve which respectively control the speed of the engine. rotation and the angular position of the combustion via the quantity and temperature of the recycled burnt gases.

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Abstract

La présente invention s'inscrit dans la production d'énergie thermique décarbonée par des moteurs alternatifs. Elle a pour objet un procédé de combustion par auto-allumage par compression. Sa mise en œuvre est optimale dans un cycle à 2 temps fortement turbocompressé conçu pour brûler le méthane ou l'ammoniac sans faire appel à un promoteur de combustion. Elle s'appuie sur la stratification thermique du milieu réactif pour développer un auto-allumage progressif sans risque de détonation.

Description

DESCRIPTION
Titre : Moteur alternatif à combustion interne à volume constant
Domaine de la divulgation
L’invention concerne le domaine de la production d’énergie thermique décarbonée.
Etat de la technique
Le réchauffement climatique condamnera les hydrocarbures au profit de combustibles décarbonés, tels l’hydrogène et l’ammoniac, pour alimenter les moteurs à combustion interne. Les difficultés de stockage de l’hydrogène favoriseront l’ammoniac pour les transports et la production d’électricité décentralisée.
Les moteurs alternatifs à combustion interne brûlent des hydrocarbures en phase gazeuse via le mécanisme de la propagation d’un front de flammes où les produits déjà brûlés diffusent dans les produits frais pour porter ces derniers à leur température d’auto-allumage qui déclenche les réactions en chaînes de la combustion vive. La lenteur de la diffusion gazeuse handicape le rendement thermique des moteurs alternatifs par la durée angulaire de la combustion qui produit un travail négatif avant le point mort haut des pistons et des gaz insuffisamment détendus après le dit point mort haut. La très basse vitesse de flamme de l’ammoniac aggrave ce problème au point de devoir mélanger l’ammoniac avec de l’hydrogène pour initier une combustion stable.
Pour atteindre le rendement optimal de la combustion à volume constant du cycle Otto, on a cherché à concentrer la combustion autour du point mort haut via le concept HCCI (Homogeanous Charge Compression Ignition). Ce procédé de combustion sans flamme consiste à chauffer par compression un mélange carburé homogène jusqu’à sa température d’auto-allumage. Contrairement à réchauffement surfacique progressif d’un front de flammes, ce procédé d’échauffement volumique déclenche l’auto-allumage simultanément dans toute la charge carburée avec le risque d’une détonation destructrice pour le moteur. On a tenté, sans succès, de casser l’homogénéité du milieu réactif en y stratifiant la concentration locale de carburant ou en y ajoutant des gaz brûlés recyclés refroidis. Cet échec était prévisible compte tenu du rôle prédominant de la température du milieu réactif dans la cinétique chimique, température peu modifiée par la stratification spatiale de la concentration locale du carburant. Outre le risque de détonation, pour atteindre la haute température d’auto-allumage de l’ammoniac pur, ce procédé supposerait un taux de compression volumétrique irréaliste supérieur à 35/1.
Exposé de la divulgation
Pour remédier aux problèmes précités, l’objet de la présente invention consiste à stratifier la température du milieu réactif pour conférer une progressivité à l’auto-allumage par compression.
L’invention peut s’appliquer à tous les carburants dans un cycle à 4 temps et dans un cycle à 2 temps via des stratégies d’échange des gaz différentes. Le cycle à 2 temps est le mieux adapté aux carburants bas carbone difficilement inflammables tels le méthane et l’ammoniac.
Afin d’éliminer la détonation, l’invention concerne un procédé de fonctionnement d’un moteur alternatif à combustion interne dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche MA d’un mélange isotherme d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés présente dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage avant le point mort haut sous l’effet de sa compression par le piston et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées.
La température et la concentration massique de gaz combustible peuvent être identiques en tous points de la masse fraîche MA afin d’uniformiser la température des gaz issus de la combustion.
La strate isotherme la plus froide du mélange réactif peut atteindre sa température d’auto-allumage après le point mort haut du piston afin de limiter la pression et la température maximales du cycle.
L’étendue surfacique des strates isothermes du mélange réactif peut diminuer quand leur température augmente afin de conférer une progressivité au taux de dégagement de chaleur de la combustion.
La zone la plus chaude du milieu réactif peut être située près du centre de la chambre de combustion. Cette zone peut également être située contre un piston calorifugé. Ceci peut permettre de conférer une progressivité au taux de dégagement de chaleur de la combustion et de limiter les fuites thermiques vers le corps du piston.
Un capteur peut être situé dans un cylindre pour transmettre en permanence la position angulaire de la combustion par rapport au point mort haut du piston à un ordinateur de contrôle moteur qui pilote des actionneurs agissant sur les températures des strates isothermes du mélange réactif pour placer ladite position angulaire sur une valeur conforme à une cartographie du champ couple/vitesse de fonctionnement du moteur stockée dans la mémoire de l’ordinateur.
Les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié peuvent être pilotées via le rapport MB/MA des masses retenues dans le cylindre.
Les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié peuvent être pilotées via le taux de compression effectif du piston qui comprime le mélange MA+MB.
Un capteur sensible à la pression situé dans un cylindre peut détecter la position angulaire de la pression maximale du cycle et l’ordinateur de contrôle moteur peut positionner la dite pression maximale après le point mort haut du piston afin qu’elle coïncide avec la fin de la combustion selon l’invention.
L’ordinateur de contrôle moteur peut agir sur les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié en pilotant individuellement ou collectivement au moins certains des actionneurs ci-après : des déphaseurs d’arbre à cames, des distributeurs de turbine à section variable, des by-pass de turbine à section variable, des by-pass de réfrigérant d’air à section variable.
Le procédé selon l’invention est particulièrement efficace dans le cas d’un moteur alternatif à combustion interne fonctionnant sur le cycle à 2 temps sous balayé dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche MA d’un mélange isotherme d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage avant le point mort haut sous l’effet de sa compression par le piston et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées. Ledit moteur peut comporter plusieurs cylindres identiques munis d’orifices d’échappement et de tuyères d’admission fermés selon une chronologie qui comporte successivement : au voisinage du point mort bas du piston, l’ouverture simultanée des orifices d’échappement suivie par l’ouverture simultanée des tuyères d’admission ; entre le point mort bas et le point mort haut du piston , la fermeture simultanée des tuyères d’admission suivie par la fermeture simultanée des orifices d’échappement, l’ordinateur de contrôle moteur pilotant l’angle de fermeture des orifices d’échappement pour positionner la combustion en modulant simultanément le rapport MB/MA et le taux de compression effectif du mélange réactif stratifié MA+MB. Le dit moteur peut comporter plusieurs cylindres munis de tuyères d’admission reliées à un plenum d’admission et d’orifices d’échappement reliés à un plenum d’échappement ; le plénum d’admission étant pressurisé à une pression PA par le compresseur d’un turbocompresseur haute pression HP via un réfrigérant d’air HP, le plénum d’échappement pressurisé à une pression PE légèrement inférieure à la pression PA alimentant la turbine HP du turbocompresseur HP via une turbine de puissance TC .
Le dit moteur peut comporter un turbocompresseur BP dont le compresseur alimente en air le compresseur HP via un réfrigérant HP et dont la turbine est alimentée en gaz brûlés par la turbine du turbocompresseur HP.
Les arbres à cames du dit moteur peuvent être reliés mécaniquement au vilebrequin via un déphaseur commun commandé par l’ordinateur pour positionner angulairement la combustion via simultanément le taux de compression et le taux de gaz brûlés du mélange MA+MB.
Une section débitante variable du distributeur de la turbine du turbocompresseur HP peut être pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour régler la richesse en carburant de la masse MA.
Une section débitante variable du distributeur de la turbine de puissance TC peut être pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour positionner la combustion et une section débitante variable de la turbine du turbocompresseur HP peut être pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour fixer la richesse de la masse MA conformément à une cartographie stockée dans la mémoire de l’ordinateur.
Chaque cylindre du dit moteur peut être fermé, d’une part, par la face plane d’une culasse axisymétrique comportant une tuyère d’admission axiale formée autour d’une soupape d’admission et quatre orifices d’échappement périphériques identiques disposés en carré autour de la tuyère d’admission et fermés par des soupapes synchrones, et d’autre part, par la face d’un piston axisymétrique formée pour renvoyer le jet d’air carburé issu de la tuyère d’admission vers la culasse afin de structurer la stratification thermique du milieu réactif.
La face du piston peut être recouverte par un bouclier thermique qui échange sa chaleur avec le jet d’air carburé pour annuler le flux thermique vers le corps du piston.
Toutes les soupapes du dit moteur peuvent être actionnées par des cames reliées mécaniquement au vilebrequin via un dispositif déphaseur commun.
Les soupapes d’échappement du dit moteur peuvent être actionnées par des arbres à cames reliés à l’arbre moteur via un dispositif déphaseur commun et la soupape d’admission peut être actionnée par un arbre à cames relié mécaniquement à l’arbre moteur via un deuxième dispositif déphaseur.
La course des pistons du dit moteur peut être voisine du diamètre des cylindres, le gaz combustible de la masse MA étant l’ammoniac NH3, le rapport MB/MA étant supérieur à 0,70, le taux volumétrique de détente étant compris entre 7 et 9 et le taux volumétrique de compression des pistons étant compris entre 3 et 5.
Le démarrage à froid du dit moteur comportant un déphaseur d’arbres à cames, un carburateur et un démarreur peut être piloté par l’ordinateur de contrôle moteur selon la chronologie suivante :
Coupure de l’alimentation en carburant, fermeture du papillon du carburateur et déphasage des arbres à cames pour fermer les cylindres au point mort bas des pistons et les ouvrir prématurément pendant la course de détente des gaz.
Ouverture simultanée de l’alimentation en carburant et du papillon du carburateur quand la température de l’air en fin de compression atteint la température d’autoallumage du carburant
Pilotage simultané du déphaseur et du papillon pour positionner la combustion au point mort haut et stabiliser un régime de ralenti.
Brève description des figures
D'autres caractéristiques et avantages de la présente divulgation apparaîtront dans la description détaillée suivante, se référant aux dessins annexés dans lesquels :
[Fig. 1] est une vue schématique de la boucle d’air d’un moteur turbo-compound fortement suralimenté
[Fig. 2] est une vue du cycle thermodynamique décrit par le moteur turbo-compound de la figure 1
[Fig. 3] est une vue schématique de l’aérodynamique interne d’un cylindre du moteur turbo-compound de le figure 1
[Fig. 4] est une coupe transversale d’un cylindre du moteur turbo-compound de la figure 1
Description détaillée de la divulgation
Bien entendu la divulgation n'est nullement limitée au(x) mode(s) de réalisation décrit(s) à titre illustratif, non limitatif.
Ainsi, la clé de l’invention est l’élimination de la détonation d’une charge carburée homogène qui a ruiné les espoirs suscités par la combustion HCCI à la fin du siècle dernier. Elle ouvre la voie de l’auto-allumage rapide par compression à des combustibles difficilement inflammables en élevant le niveau thermique du milieu réactif par d’autres moyens que la compression pure. Elle permet en prime de réduire la production d’oxydes d’azote en diluant le milieu réactif sans réduire la température de début de combustion.
L’invention atteint ses trois objectifs en construisant, dans un cylindre de moteur alternatif, un milieu réactif intégralement stratifié en température par mélange d’une masse fraîche carburée isotherme MA avec une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre. L’invention s’appuie sur les lois de la cinétique chimique qui régissent l’oxydation d’un mélange combustible en phase gazeuse stipulant que la vitesse des réactions croit exponentiellement avec la température locale. L’effet exponentiel de la température fait que échauffement volumique par compression d’un milieu réactif stratifié en température déclenche un front d’auto-allumage qui circule contre le gradient des températures entre sa strate isotherme la plus chaude et sa strate isotherme la plus froide jusqu’à l’épuisement du combustible.
La vitesse de déplacement du front d’auto-allumage dépend du gradient de température et de la richesse de la strate active. La vitesse du front est toujours subsonique compte tenu de la température élevée du milieu réactif et ne produit donc pas d’onde de choc.
L’objet de l’invention est donc un moteur alternatif à combustion interne dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche isotherme MA d’un mélange d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage sous l’effet de sa compression par le piston avant son point mort haut PMH et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées.
Le procédé de l’invention n’est plus opérant après le PMH quand la détente volumétrique du piston surpasse la dilatation thermique due à la combustion. Néanmoins, à la puissance maximale du moteur, il est possible de terminer la combustion après le PMH compte tenu que, quand échauffement par compression devient insuffisant pour porter les strates les plus froides au seuil d’auto-allumage, la diffusion du front d’auto-allumage dans les produits frais peut compléter réchauffement issu de la compression.
La combustion est optimale quand la concentration de combustible dans la masse fraîche MA est constante afin d’uniformiser la température de fin de combustion dans le cylindre. Afin de contrôler la concentration massique de carburant à l’échelle moléculaire de la chimie, l’invention préconise que la carburation de la masse MA s’effectue dans un plénum d’admission de volume suffisant pour que la diffusion du gaz combustible dans l’air comburant ait le temps de parvenir à l’équilibre thermodynamique. La stratification thermique selon l’invention génère ainsi dans le milieu réactif un gradient inverse de concentration massique de carburant qui homogénéise la température finale de combustion. En effet, les strates les plus chaudes riches en gaz brûlés et pauvres en carburant subissent un faible échauffement chimique, quand les strates les moins chaudes pauvres en gaz brûlés et riches en carburant subissent un fort échauffement chimique. Cette homogénéité des températures de combustion optimise la puissance du cycle et élimine les points chauds générateurs d’oxydes d’azote.
Les températures de fin de compression étant proportionnelles aux températures de début de compression, l’invention permet d’accéder à l’auto-allumage de tous les combustibles, quel que soit le taux de compression effectif du milieu réactif et la température d’auto-allumage du carburant, en pilotant le rapport MB/MA des masses retenues dans le cylindre avant leur compression.
Le ballast chimiquement inerte de gaz brûlés recyclés MB qui stationne dans le cylindre conserve son énergie interne à l’exception de fuites thermiques aux parois. Au cours des cycles compression-détente il cède de l’énergie interne au milieu réactif pour initier la combustion et la récupère simultanément en diluant ladite combustion pour limiter la température finale. Le rendement thermique du cycle est ainsi optimisé par une combustion complète, rapide et non détonante qui s’exécute à volume sensiblement constant au voisinage du PMH.
La géographie de la stratification thermique du milieu réactif définit la loi de dégagement de chaleur en fonction du temps. Le dégagement instantané d’énergie est proportionnel à l’étendue surfacique et à la richesse de la strate isotherme en cours d’autoallumage. La stratification selon l’invention où les strates les plus chaudes qui s’allument les premières sont aussi les moins riches en carburant confère une progressivité structurelle au dégagement de chaleur indépendamment de l’évolution des étendues surfaciques des strates isothermes en fonction de leur température qui constitue le paramètre principal régissant la loi de dégagement d’énergie. Pour optimiser la progressivité du dégagement de chaleur, l’étendue surfacique des strates isothermes doit donc diminuer quand leur température augmente. Le positionnement de la zone la plus chaude du milieu réactif au centre de la chambre de combustion satisfait à cet impératif. De plus, un positionnement de la zone la plus chaude contre un piston chaud recouvert d’un bouclier thermique réduit les pertes thermiques aux parois en retardant l’interaction de la flamme avec la paroi refroidie de la culasse et en réduisant le flux thermique vers le corps du piston.
La géographie de la stratification dépend de la position et de l’orientation des tuyères d’admission, de la position des orifices d’échappement et de la géométrie du cylindre et de la chambre de combustion limitée par le piston et la culasse. La géographie de la stratification dépend également des températures initiales de la masse fraîche MA et de la masse chaude MB, du rapport des deux masses MB/MA, de la turbulence du milieu réactif et de la durée de cohabitation des deux masses dans le cylindre qui fixe le taux d’avancement du mélange.
La stratification thermique s’initie naturellement dans un cylindre de moteur à 2 temps quand la masse fraîche MA balaye les gaz brûlés du cycle précédent. Au cours de ce transvasement rapide, la diffusion gazeuse qui se développe à la frontière entre les deux masses mises en contact n’a pas le temps d’atteindre l’équilibre thermodynamique et génère une zone mélangée stratifiée en température et en concentration de carburant.
Contrairement aux moteurs à 2 temps de l’art antérieur où l’échange des gaz est structuré pour minimiser le volume de la zone mélangée et où la fermeture du cylindre intervient quand la zone mélangée en est partiellement expulsée pour offrir à la combustion un air comburant aussi pur que possible, l’invention structure l’échange des gaz pour diffuser des gaz brûlés dans l’intégralité de la masse fraîche MA sans évacuer de l’air carburé vers l’échappement.
Les objectifs contradictoires dans un cycle à 2 temps d’intensifier le mélange des gaz et d’éviter un by-pass admission-échappement impliquent la conception d’une architecture d’échange des gaz spécifique de l’invention avec l’aide d’une simulation numérique 3D de mécanique des fluides réactifs.
L’invention comporte des moyens pour positionner la combustion de façon optimale au voisinage du point haut. A cet effet un capteur situé dans la chambre de combustion détecte en temps réel la position angulaire de la combustion. Ce capteur renseigne en permanence un ordinateur de contrôle moteur qui commande des actionneurs agissant sur le niveau thermique du milieu réactif, pour positionner l’auto-allumage à la fin de la course de compression conformément à une cartographie du champ couple/vitesse de fonctionnement du moteur stockée dans la mémoire de l’ordinateur.
Par exemple, un capteur sensible à la pression des gaz détecte la pression maximale du cycle qui coïncide avec la fin de combustion. Parmi les actionneurs qui agissent instantanément sur le niveau thermique du milieu réactif nous citerons à titre non limitatif, les déphaseurs d’arbre à came, les distributeurs de turbine à section débitante variable, les by- pass de turbine à section débitante variable, les bypass de réfrigérant d’air à section débitante variable.
Pour disposer d’un nombre maximal de paramètres pour contrôler le moteur, l’inventeur a choisi de poursuivre la description de l’invention dans l’architecture des moteurs à 4 temps où les orifices d’admission et d’échappement sont situés dans une culasse et sont obturés par des soupapes actionnées par des arbres à cames déphasables permettant de déconnecter le diagramme de distribution des gaz du déplacement des pistons, contrairement aux moteurs à balayage unicourant qui comportent des orifices situés dans l’épaisseur des cylindres obturés par les pistons. Dans ce qui suit, l’invention est présentée dans son application préférée dans un groupe électrogène léger, pour le transport terrestre et maritime et pour la production décentralisée d’électricité, entraîné par un moteur à deux temps turbocompressé turbo- compound à bas taux de compression carburé à l’ammoniac pur et tournant à vitesse constante. Cette application particulière exploite tous les avantages qui caractérisent l’invention.
On se réfère maintenant à la figure 1 .
Un moteur de groupe électrogène (1 ) fonctionnant à 1500 tours par minute sur le cycle à 2 temps turbo-compound comporte 6 cylindres (2) en ligne qui allument successivement tous les 60 dv (degrés vilebrequin) pour séparer les échanges des gaz qui s’effectuent à travers des culasses.
Afin de garantir une aérodynamique interne identique dans tous les cylindres, les tuyères d’admission sont reliées à un plénum d’admission (3) pressurisé à une pression PA, et les orifices d’échappement sont reliés à un plénum d’échappement (4) pressurisé à une pression PE inférieure à PA. Les plénums sont suffisamment volumineux par rapport au volume de gaz transféré à chaque cycle pour que PA et PE soient sensiblement constantes en régime stabilisé à charge constante.
On se réfère maintenant aux figures 3 et 4.
Afin de garantir une aérodynamique interne axisymétrique, chaque cylindre est fermé, d’une part, par la face plane (5) d’une culasse axisymétrique comportant une tuyère d’admission axiale (6) formée autour d’une soupape d’admission (7) et quatre orifices d’échappement périphériques (8) identiques disposés en carré autour de la tuyère d’admission et fermés par des soupapes synchrones (9), et d’autre part, par la face (10) d’un piston axisymétrique formée pour renvoyer le jet d’air carburé (11 ) issu de la tuyère d’admission vers la culasse en diffusant dans les gaz brûlés pour structurer la stratification selon les isothermes décroissantes (22 ), (23), (24). La face du piston est recouverte par un bouclier thermique chaud qui échange sa chaleur avec le jet d’air carburé pour annuler le flux thermique vers le corps du piston.
La course des pistons est égale au diamètre du cylindre à 180 mm pour disposer dans la culasse d’une section débitante des orifices de transfert compatible avec la cylindrée.
Pour réduire au minimum la durée angulaire des ouvertures/fermetures des orifices, les soupapes sont rappelées sur leur siège par des ressorts pneumatiques (non représentés) et leurs sièges sont encastrés dans la culasse pour retarder l’ouverture effective des orifices pendant l’accélération des soupapes et avancer leur fermeture effective pendant la décélération des soupapes.
On se réfère maintenant à la figure 2 qui représente le diagramme pression/volume du cycle fermé. La soupape d’admission et les soupapes d’échappement sont fermées une fois par cycle par deux arbres à cames en tête (12) identiques synchronisés sur l’arbre moteur via un dispositif pilotable commun (non représenté) pour déphaser l’ensemble de la chronologie angulaire des transferts fixée par les arbres à cames. L’échange des gaz débute à l’ouverture OA de la tuyère d’admission qui suit l’ouverture simultanée OE des orifices d’échappement en fin de détente des gaz brûlés quand le piston ralentit au voisinage de son point mort bas PMB, et s’achève à la fermeture simultanée FE des orifices d’échappement qui suit la fermeture FA de la tuyère d’admission quand le piston s’est accéléré vers son point mort haut PMH et occupe une position P pilotée par le déphaseur commun des arbres à cames.
Quand la tuyère d’admission et les orifices d’échappement sont ouverts simultanément la chute de pression PA-PE génère dans le cylindre un écoulement qui s’interrompt à la fermeture de la tuyère d’admission pour fixer la masse d’air carburée MA qui participera au cycle. Quand la section débitante des 4 orifices d’échappement est supérieure à 2,5 fois celle de la tuyère d’admission, la masse MA introduite dans le cylindre est proportionnelle à la durée temporelle d’ouverture de la tuyère d’admission qui ne varie pas avec le déphasage des arbres à cames.
Les gaz brûlés d’un cycle s’évacuent selon trois mécanismes successifs : entre OE et OA la surpression du cylindre se décharge brutalement jusqu’à la pression PE du plénum d’échappement ; entre OA et FA la charge fraîche chasse des gaz brûlés vers les orifices d’échappement qui s’ajoutent à ceux refoulés par le piston ; entre FA et FE, le piston poursuit seul le refoulement des gaz brûlés jusqu’à la fermeture du cylindre. A contrario de la masse MA qui ne dépend pas du déphasage des arbres à cames, la masse MA+MB retenue dans le cylindre et son taux de compression dépendent de la position P du piston à la fermeture du cylindre qui varie avec le déphasage des cames d’échappement. Il s’ensuit que le déphaseur des arbres cames, qui pilote la masse MA+MB dont MA reste constante, pilote simultanément le rapport MB/MA qui fixe la proportion de gaz brûlés dans le mélange stratifié et son taux de compression.
Pour conclure, le déphaseur des arbres à cames pilote simultanément et dans le même sens le taux de compression effectif de la masse MA+MB, et sa fraction de gaz brûlés MB/MA qui cumulent leurs effets sur le niveau thermique du milieu réactif en fin de compression. En pilotant le déphaseur des arbres à cames, l’ordinateur agit donc doublement sur le niveau thermique du milieu réactif pour régler la position de la combustion dans le cycle thermodynamique.
On se réfère maintenant à la figure 1.
Le plénum d’admission (3) est alimenté en air comburant via un carburateur (13) qui y diffuse le gaz combustible pour y uniformiser la température et la richesse locales. Le couple du moteur est piloté par le débit de combustible injecté dans le carburateur. Le rapport volumétrique est voisin de 7 et le taux de compression effectif est voisin de 4 pour accepter la pression d’admission voisine de 20 bars délivrée par deux turbocompresseurs travaillant en cascade sans excéder la pression maximale de 240 bars. Le plenum d’admission est alimenté en air comburant, via un réfrigérant d’air (14), par un turbocompresseur haute pression HP (15) entraîné en rotation par une turbine HP (16) alimentée en gaz brûlés par le plénum d’échappement (4) via une turbine de travail turbo-compound (17) qui complète la détente utile des gaz brûlés avortée par le piston. La turbine turbo-compound 17 peut être reliée mécaniquement via un réducteur 21 à l’arbre moteur ou à un alternateur auxiliaire. La section débitante du distributeur de la turbine HP est pilotable pour régler la richesse en combustible dans le plénum d’admission. Le turbocompresseur HP (15) est alimenté en air comburant via un réfrigérant d’air (18) par un turbocompresseur basse pression BP (19) entraîné en rotation par une turbine BP (20) alimentée en gaz brûlés par la turbine HP (16).
L’enthalpie disponible dans le plénum d’échappement se partage entre le travail utile de la turbine turbo-compound et le travail des turbocompresseurs qui fixe la pression PA et la richesse dans le plénum d’admission. Une variation de la section débitante du distributeur de la turbine HP, qui modifie le taux de détente de la turbine de travail, modifie simultanément le travail des turbocompresseurs qui fixe la richesse dans le plénum d’admission. Le déphaseur des arbres à cames et le distributeur à section variable de la turbine HP sont les deux actionneurs qui permettent à l’ordinateur de piloter simultanément la position angulaire de la combustion et la richesse de la masse MA mesurée par une sonde à oxygène située dans les gaz d’échappement.
Le fonctionnement du moteur à vitesse constante présente l’avantage d’exploiter les turbocompresseurs à leur rendement isentropique optimal et de simplifier la stratégie de contrôle moteur.
La position de la turbine de travail en amont des turbines HP et BP optimise le rendement du moteur à charges partielles. En effet, les réductions du couple moteur commandées par le débit de combustible injecté dans le carburateur impactent successivement la vitesse de rotation du turbocompresseur BP puis celle du turbocompresseur HP avant d’impacter le taux de détente de la turbine de travail qui fixe le rendement thermique du cycle.
Au démarrage à froid du moteur, les cylindres ne contiennent aucun gaz chaud issu des cycles précédents. Pour s’affranchir d’artifices additionnels pour assurer la fonction, l’invention propose un procédé gérable par l’ordinateur de contrôle moteur qui pilote le carburateur et le déphaseur des arbres à cames.
A chaque arrêt du moteur, l’alimentation de carburant est coupée, le papillon du carburateur est fermé et le déphaseur positionne les cames pour avancer la fermeture du cylindre au point mort bas du piston afin de maximiser le taux de compression de l’air et simultanément avancer l’ouverture du cylindre avant le point mort bas pour réduire le taux de détente des gaz.
Avec ce calage du diagramme de distribution, la mise en rotation du vilebrequin par un démarreur, électrique par exemple, déclenche à chaque rotation un fort échauffement par compression de l’air et un refroidissement réduit par une détente avortée qui décharge dans le plénum d’échappement , via les orifices d’échappement, une fraction de l’air chaud partiellement réaspirée dans le cylindre par la course résiduelle du piston jusqu’à son point mort bas avec une masse d’air frais du plénum d’admission, via les orifices d’admission ouverts plus tardivement , réglée par le papillon du carburateur.
La première rotation commencera son cycle à la température ambiante et chaque rotation suivante ajoutera de la chaleur dans le cylindre pour atteindre au point mort haut du piston la température d’auto- allumage du carburant.
Le carburant est ensuite injecté dans le carburateur pour découpler le démarreur en initiant un fonctionnement du moteur au ralenti en aspiration naturelle légèrement suralimentée régulé par l’ordinateur de contrôle moteur via l’injecteur de carburant et le papillon des gaz qui pilotent respectivement la vitesse de rotation et la position angulaire de la combustion via la quantité et la température des gaz brûlés recyclés.
L’accélération et la mise en charge du moteur sont prises en charge par l’injecteur de carburant et le déphaseur d’arbre à cames qui prend le relais du papillon grand ouvert pour positionner la combustion dans le cycle

Claims

REVENDICATIONS
1. Procédé de fonctionnement d’un moteur alternatif à combustion interne dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche MA d’un mélange isotherme d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés présente dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage avant le point mort haut sous l’effet de sa compression par le piston et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées.
2. Procédé de fonctionnement selon la revendication 1 d’un moteur alternatif à combustion interne fonctionnant sur le cycle à 2 temps sous balayé dont chaque cylindre reçoit à chaque cycle une masse fraîche MA d’un mélange isotherme d’air comburant et d’un gaz combustible qui remplace la masse des gaz brûlés au cycle précédent caractérisé en ce qu’une masse chaude MB de gaz brûlés retenue dans le cylindre diffuse dans la totalité de la masse fraîche MA, pendant la phase d’échange des gaz et la phase de compression, pour former un mélange réactif totalement stratifié en températures dont la strate isotherme la plus chaude atteint sa température d’auto-allumage avant le point mort haut sous l’effet de sa compression par le piston et dont les strates isothermes moins chaudes atteignent successivement leur température d’auto-allumage sous l’effet de leur compression consécutive à la dilatation thermique des strates isothermes déjà brûlées.
3. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 1 , caractérisé en ce que la strate isotherme la plus froide du mélange réactif atteint sa température d’autoallumage après le point mort haut du piston
4. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 1 , caractérisé en ce que la température et la concentration massique de gaz combustible sont identiques en tous points de la masse fraîche MA
5. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 1 , caractérisé en ce que l’étendue surfacique des strates isothermes du mélange réactif diminue quand leur température augmente.
6. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 1 , caractérisé en ce que la zone la plus chaude du milieu réactif est située près du centre de la chambre de combustion.
7. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 1 , caractérisé en ce qu’un capteur situé dans un cylindre transmet en permanence la position angulaire de la combustion par rapport au point mort haut du piston à un ordinateur de contrôle moteur qui pilote des actionneurs agissant sur les températures des strates isothermes du mélange réactif pour placer ladite position angulaire sur une valeur conforme à une cartographie du champ couple/vitesse de fonctionnement du moteur stockée dans la mémoire de l’ordinateur
8. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce qu’un capteur sensible à la pression situé dans un cylindre détecte la position angulaire de la pression maximale du cycle et que l’ordinateur de contrôle moteur positionne la dite pression maximale après le point mort haut du piston afin qu’elle coïncide avec la fin de la combustion selon l’invention.
9. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que l’ordinateur de contrôle moteur agit sur les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié en pilotant individuellement ou collectivement au moins certains des actionneurs ci-après : des déphaseurs d’arbre à cames, des distributeurs de turbine à section variable, des by-pass de turbine à section variable, des by-pass de réfrigérant d’air à section variable
10. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié sont pilotées via le rapport MB/MA des masses présentes dans le cylindre.
11. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 7, caractérisé en ce que les températures des strates isothermes du mélange réactif stratifié sont pilotées via le taux de compression effectif du piston qui comprime le mélange MA+MB.
12. Procédé de fonctionnement d’un moteur polycylindrique selon la revendication 2 dont chaque cylindre est muni de tuyères d’admission reliées à un plenum d’admission et d’orifices d’échappement reliés à un plenum d’échappement fermés par des soupapes actionnées par des cames selon une chronologie qui comporte successivement : au voisinage du point mort bas du piston , l’ouverture simultanée des orifices d’échappement suivie par l’ouverture simultanée des tuyères d’admission; entre le point mort bas et le point mort haut du piston, la fermeture simultanée des tuyères d’admission suivie par la fermeture simultanée des orifices d’échappement ; le plénum d’admission étant pressurisé à une pression PA par le compresseur d’un turbocompresseur haute pression HP via un réfrigérant d’air HP, le plénum d’échappement pressurisé à une pression PE légèrement inférieure à la pression PA alimentant la turbine HP du turbocompresseur HP via une turbine de puissance TC .
13. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 12 comportant un turbocompresseur BP dont le compresseur alimente en air le compresseur HP via un réfrigérant HP et dont la turbine est alimentée en gaz brûlés par la turbine du turbocompresseur HP
14. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon les revendications 9,10,11 ,12 dont les arbres à cames sont reliés mécaniquement au vilebrequin via un déphaseur commun commandé par l’ordinateur pour positionner angulairement la combustion via simultanément le taux de compression et le taux de gaz brûlés du mélange MA+MB.
15. Procédé ce fonctionnement d’un moteur selon la revendication 12 dont une section débitante variable du distributeur de la turbine du turbocompresseur HP est pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour piloter la richesse en carburant de la masse MA.
16. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon les revendications 9 et 12 dont une section débitante variable du distributeur de la turbine de puissance TC est pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour positionner la combustion et dont une section débitante variable de la turbine du turbocompresseur HP est pilotée par l’ordinateur de contrôle moteur pour fixer la richesse de la masse MA conformément à une cartographie stockée dans la mémoire de l’ordinateur.
17. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 12, caractérisé en ce que chaque cylindre est fermé, d’une part, par la face plane d’une culasse axisymétrique comportant une tuyère d’admission axiale formée autour d’une soupape d’admission et quatre orifices d’échappement périphériques identiques disposés en carré autour de la tuyère d’admission et fermés par des soupapes synchrones, et d’autre part, par la face d’un piston axisymétrique formée pour renvoyer le jet d’air carburé issu de la tuyère d’admission vers la culasse en se mélangeant aux gaz brûlés recyclés pour structurer la stratification thermique du milieu réactif.
18. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 17, caractérisé en ce que la face du piston est recouverte par un bouclier thermique qui échange sa chaleur avec le jet d’air carburé pour annuler le flux thermique vers le corps du piston.
19. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 12, caractérisé en ce que toutes les soupapes sont actionnées par des cames reliées mécaniquement au vilebrequin via un dispositif déphaseur commun.
20. Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 12, caractérisé en ce que les soupapes d’échappement sont actionnées par des cames reliées au vilebrequin via un dispositif déphaseur commun et que la soupape d’admission est actionnée par une came reliée mécaniquement à l’arbre moteur via un deuxième dispositif déphaseur.
21 . Procédé de fonctionnement d’un moteur selon la revendication 12, dans lequel la course des pistons est voisine du diamètre des cylindres, le gaz combustible de la masse MA étant l’ammoniac NH3, le rapport MB/MA étant supérieur à 0,70, le taux volumétrique de détente étant compris entre 7 et 9 et le taux volumétrique de compression des pistons étant compris entre 3 et 5.
22. Procédé de démarrage à froid d’un moteur selon les revendications 12 et 19 comportant un déphaseur d’arbres à cames, un carburateur et un démarreur pilotés par l’ordinateur de contrôle moteur selon la chronologie suivante :
Coupure de l’alimentation en carburant, fermeture du papillon du carburateur et déphasage des arbres à cames pour fermer les cylindres au point mort bas des pistons et les ouvrir prématurément pendant la course de détente des gaz.
Ouverture simultanée de l’alimentation en carburant et du papillon du carburateur quand la température de l’air en fin de compression atteint la température d’autoallumage du carburant
Pilotage simultané du déphaseur et du papillon pour positionner la combustion au point mort haut et stabiliser un régime de ralenti.
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JPH0663452B2 (ja) * 1986-07-04 1994-08-22 トヨタ自動車株式会社 ２サイクル内燃機関
JPH11182255A (ja) * 1997-12-24 1999-07-06 Tokyo Gas Co Ltd 内燃機関
DE102010037528A1 (de) * 2010-09-14 2012-03-15 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Aktiengesellschaft Betriebsverfahren für einen Zweitaktmotor
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