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WO2024209168A1 - Architecture d'un moteur thermique à dihydrogène et procédé de caractérisations des paramètres géométriques et fonctionnels dudit moteur - Google Patents

Architecture d'un moteur thermique à dihydrogène et procédé de caractérisations des paramètres géométriques et fonctionnels dudit moteur Download PDF

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WO2024209168A1
WO2024209168A1 PCT/FR2024/050448 FR2024050448W WO2024209168A1 WO 2024209168 A1 WO2024209168 A1 WO 2024209168A1 FR 2024050448 W FR2024050448 W FR 2024050448W WO 2024209168 A1 WO2024209168 A1 WO 2024209168A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
engine
cylinder
dihydrogen
max
piston
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.)
Pending
Application number
PCT/FR2024/050448
Other languages
English (en)
Inventor
Stéphane Richard
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.)
Vision Technology
Original Assignee
Vision Technology
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 Vision Technology filed Critical Vision Technology
Publication of WO2024209168A1 publication Critical patent/WO2024209168A1/fr
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Pending legal-status Critical Current

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    • F02M21/00—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form
    • F02M21/02—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form for gaseous fuels
    • F02M21/0203—Apparatus for supplying engines with non-liquid fuels, e.g. gaseous fuels stored in liquid form for gaseous fuels characterised by the type of gaseous fuel
    • F02M21/0206—Non-hydrocarbon fuels, e.g. hydrogen, ammonia or carbon monoxide
    • 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
    • F02B43/00—Engines characterised by operating on gaseous fuels; Plants including such engines
    • F02B43/02—Engines characterised by means for increasing operating efficiency
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02D41/0025—Controlling engines characterised by use of non-liquid fuels, pluralities of fuels, or non-fuel substances added to the combustible mixtures
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    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING OR CALCULATING; COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/10—Geometric CAD
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    • G—PHYSICS
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    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/10—Geometric CAD
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    • G06—COMPUTING OR CALCULATING; COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/06—Power analysis or power optimisation
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING OR CALCULATING; COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/08—Thermal analysis or thermal optimisation

Definitions

  • TITLE Architecture of a dihydrogen heat engine and method for characterizing the geometric and functional parameters of said engine
  • the present invention relates to the field of internal combustion engines, and more particularly to internal combustion piston engines fueled by dihydrogen and air.
  • the invention relates to the dimensioning of a piston internal combustion engine powered by dihydrogen and air.
  • Dihydrogen thermal engines have a lower production cost than electric propulsion engines and their batteries or fuel cells.
  • dihydrogen and air does not generate any carbon molecules unlike a fossil fuel heat engine, such as hydrocarbons, which generates carbon dioxide, carbon monoxide, unburned hydrocarbons resulting from incomplete combustion or even particles and fumes.
  • a fossil fuel heat engine such as hydrocarbons, which generates carbon dioxide, carbon monoxide, unburned hydrocarbons resulting from incomplete combustion or even particles and fumes.
  • the only pollutants emitted by dihydrogen engines are nitrogen oxides. Traces of particles associated with the presence of oil in the chamber may exist and must be treated by work on the segmentation.
  • dihydrogen has more interesting properties compared to hydrocarbons or ammonia.
  • IEMS is the acronym for “Maximum Experimental Safety Gap”
  • RON is the acronym for “Research Octane Number”
  • EMI is the acronym for “Minimum Ignition Energy”.
  • Dihydrogen also has a wide flammability range. In fact, dihydrogen burns at the lower limit up to a stoichiometric ratio with air of 0.1 and up to values greater than five at the upper limit compared to a range between 0.5 and 3 for hydrocarbons.
  • the flammability limit allows, for example, to easily burn mixtures very lean in fuel, which reduces flame temperatures and therefore heat losses and nitrogen oxide emissions and benefits thermal efficiency.
  • Dihydrogen has a high octane number, promoting resistance to spontaneous ignition and thus to the use of high compression ratios, favorable to theoretical thermodynamic efficiency.
  • dihydrogen has low jamming distances, i.e. the flame can propagate in small gaps. This reduces the amount of unburned fuel at the segmentation, spark plug well, valve recesses or the cylinder head connection with the engine block, at the cylinder head gasket. This also facilitates rapid flame propagation in combustion chamber geometries with high spatial distortion, for example geometries with high compression ratios and valve recesses. Conversely, this facilitates combustion closer to the walls and thus increases heat exchanges with the cylinder walls, which can be detrimental to the thermal resistance of the valves and inter-valve bridges or even generate hot spots on the material.
  • dihydrogen has a very low minimum ignition energy, which facilitates rapid ignition and contributes to an overall high combustion speed.
  • this promotes pre-ignition and high knocking intensity in the event of contact with a hot wall source or an oil combustion outlet.
  • dihydrogen has, under standard conditions, adiabatic flame temperatures approximately 200°C higher than those of hydrocarbons with iso-rich combustion. This leads, if dihydrogen is burned around stoichiometry, to increased thermal losses at the walls and to increased emissions of nitrogen oxides, the production of which increases exponentially with the temperature of the gases.
  • Hydrocarbon heat engines are known that have been adapted to replace the hydrocarbon supply with a mixture of dihydrogen and air without revising the architecture of heat engines.
  • such engines do not have the same efficiency. energy efficiency and lead to limited rotation speeds, below 8000 rpm.
  • modified thermal engines generally include a supercharging circuit in order to increase the specific power.
  • the high reactivity of dihydrogen compared to hydrocarbons gives it advantages, such as a high flame propagation speed, but also disadvantages, such as the tendency to spontaneous ignition in the event of high gas or wall temperatures.
  • the object of the present invention is therefore to provide an architecture of an internal combustion piston engine powered by a mixture of dihydrogen and air in which the aim is to achieve high specific power, high energy efficiency of the engine, but also low emissions of nitrogen oxides, while proposing a compact, lightweight engine with low manufacturing cost.
  • Another object of the present invention is to provide a method of dimensioning such an engine to meet these objectives.
  • the subject of the present invention is a method for characterizing or determining a set of geometric parameters and functional parameters of a cylinder of an internal combustion engine configured to operate on a four-stroke cycle and comprising a fresh air intake manifold supplied with fresh air, at least one cylinder having a bore and supplied by the intake manifold, an exhaust manifold and at least one dihydrogen injector.
  • the engine further comprises a piston which can move in translation inside the cylinder following a stroke.
  • the set of geometric parameters includes cylinder bore, piston stroke, compression ratio and number of cylinders.
  • the set of functional parameters including the richness or excess of combustion air and the maximum rotation speed.
  • - limit value ranges are defined respectively for a ratio between the cylinder bore and the piston stroke, a rate of compression, average piston speed, unit displacement, excess combustion air and thermodynamic efficiency;
  • a set of triplets is determined comprising the unit cylinder capacity, the number of cylinders and the unit power released by a cylinder subject to the limit value range of the unit cylinder capacity defined previously;
  • a possible range for the rotation speed is determined by varying the excess combustion air and the thermodynamic efficiency within the defined limit value ranges;
  • the limit value ranges defined during the first step of the process are not the result of a calculation but are imposed and constitute criteria to be respected in order to obtain the geometric and functional parameters in accordance with the invention.
  • a cylinder architecture as defined according to the invention, as well as specific operating parameters allow to obtain a hydrogen thermal engine based on a four-stroke cycle having a high specific power, greater than or equal to 120kW/L, preferably greater than or equal to 150kW/L, a high thermodynamic efficiency of between 40% and 50% over a wide range of engine speed and load, while producing low quantities of nitrogen oxides, of between 1 g/kWh and 5g/kWh depending on the operating point of the engine.
  • the formation of nitrogen oxides depends mainly on two parameters, namely the temperature level of the flue gases and the residence time of the combustion products at such high temperatures.
  • the flue gas temperatures depend almost linearly on that of the fresh gases, so that supercharging tends to favor the production of nitrogen oxides.
  • the restricted rotation speeds associated with a long-stroke architecture imply longer cycle times and also longer residence times of the gases at high temperatures, which favor the production of nitrogen oxides.
  • the increase in injection pressure prevents the tank from being properly emptied in the case where the tank ensures the pressurization of the injection line.
  • the engine autonomy is reduced since part of the stored hydrogen cannot be used, as soon as the tank pressure becomes lower than an injection set pressure.
  • V m the volume in the chamber when the piston is at top dead center
  • VM the volume in the chamber when the piston is at bottom dead center.
  • the compression ratio s of hydrogen-supercharged engines is generally limited to 12, while an optimal value is between 13 and 17, preferably equal to 15.
  • the range of possible unit cylinder capacities is compared with the range of limit values of the unit cylinder capacity and only the unit cylinder capacity values included in said range of limit values of the unit cylinder capacity are retained.
  • the rotation speed is determined from , , , ,
  • thermodynamic efficiency of the engine corresponding to the ratio between the mechanical power available on the engine shaft and the calorific power released by the combustion of injected dihydrogen.
  • volumetric efficiency is between 1 and 1.25, preferably equal to 1.2, in order to generate favorable acoustic agreements between the point of maximum torque and maximum power.
  • the limit value range of the A/C ratio is, for example, between 1.3 and 2.
  • the limit value range for the compression ratio is, for example, between 13 and 17.
  • the limit value range for the average piston speed is, for example, between 20 m/s and 26 m/s.
  • the limit value range for the unit displacement is, for example, between 300cm3 and 500cm3 .
  • the limit value range s for excess combustion air is, for example, between 1.3 and 1.7.
  • the limit value range for thermodynamic efficiency is, for example, set between 40% and 50%.
  • the limit value ranges are defined at the maximum power point to determine all geometric and functional parameters of the cylinder architecture.
  • all possible configurations of the engine are determined based on the determined number of cylinders.
  • engine configuration or architecture is meant an engine comprising a single cylinder or an engine comprising a plurality of cylinders arranged in an in-line configuration, or in a V-shaped configuration or in an opposing V-shaped configuration, or in a W-shaped configuration, or cylinders arranged in a star-shaped configuration, by replication of the previously defined cylinder.
  • the invention relates to a four-stroke dihydrogen engine comprising at least one cylinder defined by a set of geometric parameters specific to a target power objective of the engine.
  • the cylinder comprising a bore inside which a piston moves in translation along a stroke.
  • the engine comprises a fuel circuit comprising at least one fuel injector configured to inject dihydrogen directly and/or indirectly into the cylinder from a dihydrogen tank.
  • the set of geometric parameters includes at least one A/C ratio between the cylinder bore and the piston stroke between 1.3 and 2, for example equal to 1.6.
  • Such a ratio between the cylinder bore and the piston stroke allows not to exceed an average piston speed for reasons of durability.
  • Such an A/C ratio allows to obtain an average piston speed between 20 m/s and 26 m/s, preferably equal to 24 m/s.
  • Such a cylinder architecture makes it possible to exploit high compression ratios without the risk of self-ignition, which is favorable to energy efficiency.
  • Such a cylinder architecture also makes it possible to partially or even completely reduce the need for supercharging to obtain high specific power, thanks to the high rotation speed.
  • the proposed cylinder architecture has the advantage of adapting optimally to specificities of dihydrogen combustion, i.e. high flame speed, sensitivity to auto-ignition, and low density. This is particularly advantageous when a high specific power, greater than or equal to 120kW/L, is sought.
  • the engine comprises one or more dihydrogen injectors located in the intake manifold, to achieve indirect injection of dihydrogen into the combustion chamber.
  • the dihydrogen injector(s) are arranged at various locations in the intake duct.
  • the engine comprises one or more dihydrogen injectors located directly in the combustion chamber, for performing a direct injection of dihydrogen into the combustion chamber.
  • the dihydrogen injector(s) are arranged at various locations in said combustion chamber.
  • At least one localized injector could be provided to carry out a direct injection of dihydrogen into the combustion chamber and at least one localized injector to carry out an indirect injection into the combustion chamber.
  • the set of geometric parameters of the cylinder further comprises the compression ratio between 13 and 17, preferably equal to 15. This makes it possible to maximize the efficiency, without however promoting the phenomena of knocking and pre-ignition, the invention using little or no supercharging.
  • the compression ratio is the ratio of the volume in the combustion chamber when the piston is at bottom dead center to the volume in the combustion chamber when the piston is at top dead center.
  • the set of geometric parameters of the cylinder further includes a number of cylinders.
  • the engine is preferably configured to operate at a set of operating parameters including, but not limited to, excess combustion air and maximum engine speed.
  • excess combustion air is greater than 1, preferably between 1.3 and 2, preferably equal to 1.5 in order to optimize the thermodynamic efficiency and specific power couple.
  • a lean mixture combustion is associated with this specific form in order to reduce combustion temperatures, therefore the production of nitrogen oxides, but also thermal losses at the walls.
  • the very high combustion speed of hydrogen means that even in lean combustion and at high speed, said speed remains sufficient to guarantee a rapid increase in pressure in the cylinder and a very high cycle efficiency.
  • the engine comprises control electronics comprising a control system configured to control the injectors and vary the quantity of dihydrogen injected by the injectors in order to maintain the excess combustion air value.
  • the engine does not include a supercharging system.
  • the engine could include a supercharging system, but this is not necessary.
  • the invention relates to a motor vehicle comprising an engine as described above.
  • FIG 1 shows a table comparing the properties of a mixture of dihydrogen and air with a mixture of gasoline and air under standard conditions of pressure and temperature;
  • FIG 2 represents, in a very schematic manner, an example of general architecture of an internal combustion engine according to an embodiment of the invention comprising an engine control unit;
  • FIG 3 represents, in a very schematic manner, an example of the general architecture of an internal combustion engine according to another embodiment of the invention.
  • FIG 4 shows a sectional view of the combustion chamber of the combustion engine of Figure 3, with indirect injection of dihydrogen
  • FIG 5 shows a sectional view of the combustion chamber of the combustion engine of Figure 3, with direct injection of dihydrogen
  • FIG 6 schematically illustrates the combustion chamber respectively when the piston is at bottom dead center and when the piston is at top dead center;
  • FIG 7 represents the synopsis of a method for characterizing the geometric and operating parameters of an engine cylinder according to figure 2 or figure 3;
  • FIG 8 and FIG 9 are tables reproducing respectively a concrete case of families of cylinder architectures for different power objectives.
  • FIG 10 shows different cylinder arrangements, respectively, single cylinder, in-line, V-shaped, W-shaped and star-shaped.
  • Figure 2 there is shown, schematically, the general structure of an internal combustion engine 10, operating on a four-stroke cycle with dihydrogen from a motor vehicle.
  • the internal combustion engine 10 comprises, in a non-limiting manner, a cylinder 12, a fresh air intake manifold 14, an exhaust manifold 16 and a turbo-compression system 18.
  • the cylinder 12 is supplied with air via the intake manifold 14, or intake distributor, itself supplied by a pipe 20 provided, in a non-limiting manner, with an air filter 22 and the compressor 18b of the turbocharger 18 of the engine 10.
  • Cylinder 12 is powered by dihydrogen.
  • the turbocharger 18 essentially comprises a turbine 18a driven by the exhaust gases and a compressor 18b mounted on the same axis or shaft as the turbine 18a and providing compression of the air distributed by the air filter 22, in order to increase the quantity (mass flow rate) of air admitted into the cylinder 12 of the engine 10.
  • the turbine 18a may be of the “variable geometry” type, that is to say that the turbine wheel is equipped with vanes with variable inclination in order to modulate the quantity of energy taken from the exhaust gases, and thus the boost pressure.
  • turbocharger could also be replaced by a volumetric compressor driven, for example mechanically or electrically.
  • a heat exchanger 24 is preferably placed after the outlet of the compressor 18b equipping the supply line 14a of the intake manifold 14 with fresh air.
  • the internal combustion engine 10 thus comprises an intake circuit Ca, an exhaust circuit Ce and a dihydrogen injection circuit (not shown).
  • the intake circuit Ca includes, from upstream to downstream in the direction of air circulation:
  • the compressor 18b of the turbocharger 18 configured to compress the air taken from the outside atmosphere and, where appropriate, exhaust gases recycled at low pressure in the case of an exhaust gas recirculation circuit, called an “EGR” circuit (“exhaust gas recirculation” in Anglo-Saxon terms); possibly a throttle body 26 or a gas intake valve into the engine;
  • EGR exhaust gas recirculation circuit
  • the heat exchanger 24 configured to cool the intake gases corresponding to the fresh air and, possibly to a mixture of fresh air and recycled gases in the case of recirculation of the exhaust gases, after their compression in the compressor 18b;
  • the heat exchanger 24 is a cooler of the so-called “supercharged” intake gases, corresponding, for example, to an air-water exchanger, called a “water charged air cooler” in Anglo-Saxon terms. Alternatively, it may be an air-air cooler.
  • the exhaust circuit This includes, from upstream to downstream in the direction of flow of burnt gases:
  • the turbine 18a of the turbocharger 18 configured to draw energy from the exhaust gases passing through it, said expansion energy being transmitted to the compressor 18b via the common shaft, for the compression of the intake gases;
  • an exhaust line 28 mounted downstream of the turbine 18a and comprising, for example, a system (not shown) for depolluting the combustion gases from the engine.
  • this recovers the exhaust gases from the combustion and evacuates these latter to the outside, via a gas exhaust duct opening onto the turbine 18a of the turbocharger 18 and via the exhaust line 28.
  • the engine is associated with a fuel circuit comprising, for example, fuel injectors 30 injecting dihydrogen directly or indirectly into the cylinder from a dihydrogen tank (not shown).
  • the dihydrogen injectors 30 will be described with reference to FIGS. 3 and 4 concerning a non-supercharged internal combustion engine. However, their use is identical for the supercharged internal combustion engine described with reference to FIG. 1.
  • the engine comprises an electronic control unit UCE 50 comprising a control system 60 configured to control the injectors 30 and vary the quantity of dihydrogen injected by the injectors 30 in order to maintain an excess combustion air value X greater than 1.
  • the internal combustion engine 10’ operating on a four-stroke cycle with dihydrogen from a motor vehicle, thus comprises an intake circuit Ca, an exhaust circuit Ce and a dihydrogen injection circuit (not shown) comprising at least one injector 30.
  • the intake circuit Ca includes, from upstream to downstream in the direction of air circulation:
  • the exhaust circuit This includes, from upstream to downstream in the direction of flow of burnt gases:
  • the engine is associated with a fuel circuit comprising, for example, fuel injectors 30 injecting dihydrogen directly or indirectly into the cylinder from a dihydrogen tank (not shown).
  • Figure 4 shows a partial sectional view of the 10' engine of Figure 3.
  • the cylinder 12 defines a combustion chamber 32 and the engine 10' comprises a piston 34 movable in translation in said cylinder 12, a supply valve 36 mounted at the junction between the intake manifold 14 and the combustion chamber 12, an exhaust valve 38 mounted at the junction between the exhaust manifold 16 and the combustion chamber 32.
  • the 10' engine could be expected to include a plurality of supply valves and a plurality of exhaust valves.
  • the engine 10’ further comprises an ignition device 40, such as for example a spark plug, for example electric, laser, microwave, radio frequency, or a pre-combustion chamber system or any other device configured to initiate a flame.
  • an ignition device 40 such as for example a spark plug, for example electric, laser, microwave, radio frequency, or a pre-combustion chamber system or any other device configured to initiate a flame.
  • the engine 10′ comprises one or more dihydrogen injectors 30 located in the intake manifold, to carry out an indirect injection of dihydrogen into the combustion chamber 32.
  • the dihydrogen injector(s) 30 are arranged at various locations in the intake duct Ca.
  • the engine 10′ comprises one or more dihydrogen injectors 30 located directly in the combustion chamber 32, to perform a direct injection of dihydrogen into the combustion chamber 32.
  • the dihydrogen injector(s) 30 are arranged at various locations in said combustion chamber 32.
  • both direct and indirect injection of dihydrogen into the combustion chamber 32 could be provided.
  • the cylinder 12 is of the supersquare type, that is to say that the ratio A/C between the internal diameter or the bore A of the cylinder 12 and the stroke C of the piston 34 is between 1.3 and 2, for example equal to 1.6. This makes it possible not to exceed an average piston speed VMP for reasons of durability. Such a ratio A/C makes it possible to obtain an average piston speed VMP of between 20 m/s and 26 m/s, preferably equal to 24 m/s.
  • Cylinder 12 is defined by a set of geometric PG parameters specific to each Pcibie target power objective of the engine.
  • the set of geometric PG parameters includes the bore A of the cylinder 12, the stroke C of the piston 34, the compression ratio s and the number of cylinders n.
  • the compression ratio is between 13 and 17, for example equal to 15. This allows to maximize the yield.
  • the cylinder 12 is configured to operate according to a set of operating parameters PF including, in particular, an excess of combustion air X and the rotation speed N of the engine 10, 10’.
  • the excess combustion air X is a coefficient determined according to
  • the dihydrogen and air are in stoichiometric proportions.
  • the excess combustion air X is greater than one, the air is in excess and the mixture is said to be “lean” in dihydrogen.
  • the excess combustion air X is less than one, the dihydrogen is in excess and the mixture is said to be “rich” in dihydrogen.
  • a "lean" mixture is one in which the amount of air is greater than the amount required to achieve theoretically complete combustion of the dihydrogen. The proportion of air must be greater than or equal to 34.4 times that of dihydrogen for the mixture to be considered lean.
  • the excess combustion air X is fixed at the maximum power point.
  • the excess combustion air X is between 1.3 and 1.7, preferably equal to 1.5 in order to optimize the thermodynamic efficiency rph and specific power P spe couple.
  • the architecture of the engine 10, 10' described with reference to FIGS. 6 and 8 with a single cylinder 12 can be declined in numerous engine architectures, such as comprising a plurality of cylinders arranged in an in-line configuration, visible in FIG. 10, cylinders arranged in a V-shaped configuration, visible in FIG. 11, cylinders arranged in a V-shaped configuration in opposition, visible in FIG. 12, cylinders arranged in a W-shaped configuration, visible in FIG. 13 or even cylinders arranged in a star-shaped configuration, visible in FIG. 14, by replication of the cylinder 12 defined previously.
  • thermodynamic efficiency rph is set between 40% and 50%.
  • the cylinder 12 is defined by a set of geometric PG parameters and by a set of operating PF parameters specific to each target power objective of the engine determined by the method 80 for characterizing or determining the parameters of the cylinder 12, described with reference to FIG. 7.
  • the method 80 for characterizing the geometric parameters PG and operating parameters PF of the cylinder 12 comprises a first step 82 during which the target power of the Pcibie engine in kW is specified.
  • the characterization method 80 further comprises a step 84 of defining limit value ranges respectively for the ratio A/C between the bore A of the cylinder 12 and the stroke C of the piston 34, the compression ratio s, the average piston speed VMP, the unit displacement Vunit, the excess combustion air X and the thermodynamic efficiency r
  • the Max(A/C) limit value range of the A/C ratio is between 1.3 and 2.
  • the Max(s) limit value range of the compression ratio s is between 13 and 17.
  • the Max(VMP) limit value range of the average piston speed VMP is between 20 m/s and 26 m/s.
  • the Max (Vunit) limit value range of the unit displacement Vunit is between 300cm3 and 500cm3 .
  • the limit value range Max(X) of excess combustion air X is between 1.3 and 1.7.
  • t h is set between 40% and 50%.
  • step 86 we scan, in step 86, several specific powers P spe in kW/1 corresponding to the target engine power Pcibie per liter of cylinder capacity and we extract possible values of total cylinder capacity Vtot corresponding to the product of the unit cylinder capacity Vunit by the number of cylinders n.
  • the calorific power is obtained by measuring the fuel flow multiplied by the lower calorific value of the fuel (LCV).
  • a set of triplets [n, Vunit, Punit] is determined comprising the unit displacement (Vuni t), the number (n) of cylinders and the unit power (Punit) released by a cylinder subject to the limit value range of the unit displacement M ax (Vuni t).
  • the different possible unit displacements Vuni t obtained in step 86 are bounded with the range of limit values of the unit displacement Vuni t to keep only the values of unit displacement Vuni t included in said range of limit values of the unit displacement Vuni t . And thus obtain a set of triplets [n, Vunit , Punit ] comprising the unit displacement Vunit , the number n of cylinders and the unit power Punit released by a cylinder.
  • the unit power Punit corresponds to the total mechanical power divided by the number n of cylinders.
  • a possible range for the rotation speed [N] is determined from equation Eq.4 by varying the excess combustion air X and the thermodynamic efficiency r
  • the possible range of rotational speeds [N] is combined, in step 92, with the limit values Max(VMP) of the average piston speed VMP as well as the possible unit displacements V un it to obtain a possible set of torques [A/C] of bore to piston stroke ratio.
  • the possible set of [A/C] couples is then limited in the range of limit values Max(A/C) of the A/C ratio to retain only the A/C ratios included in these limit values, i.e. between 1.3 and 2.
  • the parameter of the number n of cylinders from the characterization process 80 also makes it possible to determine possible configurations of the engine, according to the examples visible in Figures 10 to 15.
  • the tables illustrated in Figures 8 and 9 each reproduce a concrete case of cylinder architecture families for different power objectives by defining in the specifications a thermodynamic efficiency objective r] th equal to 40%, an excess air X equal to 1.5 and an average piston speed VMP equal to 24m/s.
  • the table shown in Figure 8 corresponds to a family of cylinder architectures for different power targets with a specific power P spe of 120kW/l. In this table, two architectures meet the specifications for a target power of 600kW. For the other target powers, only one cylinder architecture meets the specifications.
  • the table shown in Figure 9 corresponds to a family of cylinder architectures for different power targets with a specific power P spe of 150kW/l. In this table, for all target powers, only one cylinder architecture meets the specifications.
  • the characterization parameters of the cylinder 12 are determined on a maximum power operating point and aim at the use of an excess of combustion air X between 1.3 and 1.7, preferably equal to 1.5 on this operating point. Indeed, this makes it possible to optimize the specific power/energy efficiency compromise.
  • the excess air will be included in this range of maximum values Max(X).
  • the load reduction is achieved by reducing the amount of dihydrogen injected by the injectors 30 but without reducing the air supply to the intake, and using a valve, unlike what is achieved in gasoline engines.
  • Such operation is made possible by the wide flammability range of dihydrogen and allows a reduction in combustion temperatures, which leads to a very significant reduction in cylinder wall losses, with efficiencies close to 50% over a wide range of engine loads. This also allows the reduction of nitrogen oxide emissions, reducing the need for exhaust gas aftertreatment.
  • Such operation is not limited by the turbocharger capacities, unlike conventional supercharged engines. Indeed, in conventional engines, too great a reduction in the exhaust gas temperature can lead to poorly adapted operation, the turbine no longer receiving enough energy to drive the compressor.
  • the engine 10, 10’ according to the invention does not require supercharging, is free from these problems and can thus exploit very high excess combustion air over a wide operating range in speed and load.
  • An architecture of the cylinder 12 as defined according to the invention, as well as specific operating parameters make it possible to obtain a hydrogen heat engine based on a four-stroke cycle having a high specific power P spe , greater than or equal to 120 kW/L, preferably greater than or equal to 150 kW/L, a high thermodynamic efficiency rph of between 40% and 50% over a wide range of engine speed and load, while producing low quantities of nitrogen oxides, of between 1 g/kWh and 5 g/kWh depending on the operating point of the engine.
  • the specific shape of the cylinder 12 makes it possible to increase the engine rotation speed and to take advantage of the high flame speeds of hydrogen.
  • a lean mixture combustion is associated with this specific form in order to reduce combustion temperatures, therefore the production of nitrogen oxides, but also thermal losses at the walls.
  • the very high combustion speed of hydrogen implies that even in lean combustion and at high speed, said speed remains Tl sufficient to guarantee a rapid increase in pressure in cylinder 12 and a very high cycle efficiency.
  • Such an architecture of the 12 cylinder makes it possible to exploit high compression ratios without risks of self-ignition, which is favorable to energy efficiency.
  • Such an architecture of the cylinder 12 also makes it possible to partially or even completely reduce the need for supercharging to obtain high specific power, thanks to the high rotation speed.
  • the proposed cylinder architecture 12 has the advantage of adapting optimally to the specificities of dihydrogen combustion, i.e. a high flame speed, sensitivity to self-ignition, and low density. This is particularly advantageous when a high specific power, greater than or equal to 120kW/L, is sought.

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Abstract

Moteur (10, 10') à quatre temps à dihydrogène comprenant au moins un cylindre (12) comprenant un alésage (A) à l'intérieur duquel se déplace en translation un piston (34) selon une course (C). Le cylindre (12) est défini au moins selon un ensemble de paramètres géométriques comprenant au moins un rapport entre l'alésage (A) du cylindre (12) et la course (C) du piston (34) supérieur à 1, de préférence compris entre 1,3 et 2, par exemple égal à 1,6.

Description

DESCRIPTION
TITRE : Architecture d’un moteur thermique à dihydrogène et procédé de caractérisation des paramètres géométriques et fonctionnels dudit moteur
La présente invention concerne le domaine des moteurs à combustion interne, et plus particulièrement les moteurs à combustion interne à piston alimentés par du dihydrogène et de l’ air.
Plus particulièrement, l’ invention concerne le dimensionnement d’un moteur à combustion interne à piston alimenté par du dihydrogène et de l’ air.
Le développement de solutions technologiques dont la conception, la fabrication et l’utilisation tiennent compte de la réduction de l’impact environnemental devient une préoccupation majeure.
Il se révèle donc essentiel de trouver des solutions afin de décarboner au mieux le transport terrestre et de concevoir des moteurs à faibles émissions de gaz à effet de serre et de polluants, notamment en termes d’ oxydes d’ azote et de particules fines.
Parmi ces solutions, on connait les moteurs à propulsion électrique à batterie ou à piles à combustible.
Toutefois, la conception de tels moteurs nécessite l’utilisation de métaux rares et ont un coût de production, un encombrement et une masse particulièrement importants.
On connait également les moteurs thermiques utilisant des combustibles non carbonés comme l’ ammoniac ou le dihydrogène.
Les moteurs thermiques à dihydrogène ont un coût de production plus faible que celui des moteurs à propulsion électrique et leurs batteries ou piles à combustibles.
De plus, la combustion de dihydrogène et d’ air ne génère aucune molécule carbonée contrairement à un moteur thermique à énergie fossile, telle que des hydrocarbures, qui génère du dioxyde de carbone, du monoxyde de carbone, des hydrocarbures imbrûlés résultant d’une combustion incomplète ou encore des particules et fumées. Les seuls polluants émis par les moteurs à dihydrogène sont les oxydes d’ azote. Des traces de particules associées à la présence d’huile dans la chambre peuvent exister et doivent être traités par un travail sur la segmentation.
Par ailleurs, le dihydrogène présente des propriétés plus intéressantes par rapport aux hydrocarbures ou à l’ ammoniac.
On peut notamment se référer au tableau représenté en figure 1 qui compare les propriétés d’un mélange de dihydrogène et d’ air avec un mélange d’ essence et d’ air.
On notera que « IEMS » est l’ acronyme de « Interstice expérimental maximal de sécurité » , « RON » est l’ acronyme de « Indice d’ octane recherche » et « EMI » est l’ acronyme de « Energie Minimale d’ inflammation.
Les données fournies dans le tableau de la figure 1 correspondent à des conditions standard de pression et de température.
Le dihydrogène brûle très rapidement. Sa vitesse fondamentale de flamme est typiquement au moins cinq fois plus grande que celle des hydrocarbures à iso-richesse, ce qui permet d’ améliorer le rendement thermodynamique de cycle. Une telle vitesse de flamme fait par ailleurs l’ objet d’un facteur d’ accélération supplémentaire en régime de combustion pauvre pouvant dépasser deux, du fait de la forte diffusivité de l’hydrogène qui conduit à des instabilités thermo-diffusives augmentant la surface de contact de la flamme avec le mélange d’hydrogène et d’ air. Ainsi, la vitesse globale de la flamme du mélange d’hydrogène et d’ air peut être dix fois supérieure à la vitesse globale de la flamme d’un mélange d’hydrocarbures et d’ air.
Le dihydrogène a, par ailleurs, une large plage de flammabilité. En effet, le dihydrogène brûle en limite basse jusqu’ à un rapport stœchiométrique avec l’ air de 0, 1 et jusqu’ à des valeurs supérieures à cinq en limite haute contre une plage comprise entre 0,5 et 3 pour des hydrocarbures. La limite de flammabilité permet, par exemple, de brûler facilement des mélanges très pauvres en combustible, ce qui réduit les températures de flamme et donc les pertes thermiques et les émissions d’ oxydes d’ azote et profite au rendement thermique. Le dihydrogène présente un fort indice d’ octane, favorisant une résistance à l’ inflammation spontanée et ainsi, à l’utilisation de forts taux de compression, favorables au rendement thermodynamique théorique.
Au surplus, le dihydrogène présente des distances de coincement faibles, c’ est-à-dire que la flamme peut se propager dans des interstices de petites dimensions. Ceci réduit la quantité de combustibles imbrûlés au niveau de la segmentation, du puits de bougie, des embrèvements de soupape ou de la liaison culasse avec le bloc moteur, au niveau du joint de culasse. Ceci facilite également la propagation rapide de la flamme dans des géométries de chambres de combustion à forte distorsion spatiale, par exemple des géométries à forts taux de compression et embrèvements de soupape. A contrario, cela facilite une combustion à plus grande proximité des parois et augmente ainsi les échanges de chaleur avec les parois du cylindre, ce qui peut être néfaste à la tenue thermique des soupapes et pontets inter-soupape ou encore générer des points chauds sur la matière.
Par ailleurs, le dihydrogène présente une très faible énergie minimale d’inflammation, ce qui facilite un allumage rapide et participe à une vitesse de combustion globalement élevée. En revanche, cela favorise les préallumages et une intensité de cliquetis élevée en cas de contact avec une source chaude pariétale ou une issue de la combustion d’huile. Ces risques sont exacerbés lorsque le mélange d’ air et de dihydrogène est porté à haute température.
Enfin, le dihydrogène a, dans des conditions standards, des températures adiabatiques de flamme environ 200°C supérieures à celles des hydrocarbures à iso-richesse de combustion. Ceci conduit, si le dihydrogène est brûlé autour de la stœchiométrie, à augmenter les pertes thermiques aux parois et à augmenter les émissions d’ oxydes d’ azote dont la production croît exponentiellement avec la température des gaz.
On connait des moteurs thermiques à hydrocarbures qui ont été adaptés pour remplacer l’ alimentation en hydrocarbures par un mélange de dihydrogène et d’ air sans revoir l’ architecture des moteurs thermiques. Toutefois, de tels moteurs ne présentent pas un rendement énergétique optimal et conduisent à des régimes de rotation limités, inférieurs à 8000 tours/min. Par ailleurs, de tels moteurs thermiques modifiés comprennent généralement un circuit de suralimentation dans le but d’ augmenter la puissance spécifique.
Comme expliqué précédemment, la forte réactivité du dihydrogène par rapport aux hydrocarbures lui confère des avantages, comme une vitesse de propagation de flamme élevée, mais également des inconvénients, comme la tendance à l’inflammation spontanée en cas de température des gaz ou de parois élevée.
Ainsi, les tels moteurs thermiques qui ont été simplement adaptés pour remplacer l’ alimentation en hydrocarbures par un mélange de dihydrogène et d’ air ne permettent pas de tirer pleinement profit de la capacité de l’hydrogène à brûler rapidement et au contraire exhibent les inconvénients du dihydrogène, en particulier sa forte réactivité, favorable aux inflammations spontanées et pré-allumages, ainsi que sa propension à générer des oxydes d’ azote.
On connait le document US2183674 - A qui décrit un procédé d’ injection d’hydrogène permettant d’homogénéiser le mélange et de réduire les risques de retour de flamme ou d’ explosions dans le carter.
On connait également le document US 3 471 274 - A qui décrit un procédé d’ injection à basse température permettant d’ éviter les phénomènes de retour de flamme ou de préallumage.
Le document US 20050133002 - Al décrit également un procédé d’ injection d’hydrogène dans un moteur à combustion interne.
Enfin, on connait le document US 1 1 248 542 - B2 qui décrit une stratégie d’injection différentiant des zones de forte charge et de faible charge, chacune ayant une richesse propre de combustion.
Toutefois, aucun de ces documents ne s’intéresse à l’ architecture du moteur à combustion interne et ne garantit ni une puissance spécifique élevée, ni un bon rendement thermodynamique, ni de faibles émissions d’ oxydes d’ azote.
On connait également le document US 7 278 402 - B2 qui décrit un procédé de commande d’un moteur suralimenté à mélange pauvre pour limiter les émissions polluantes d’ oxydes d’ azote. Toutefois, ce document est limité aux moteurs à turbo-compresseurs ou compresseurs volumétriques et ne s’ intéresse pas au rendement thermodynamique. Par ailleurs, l’ architecture du moteur n’est pas spécifiée et ne garantit pas une puissance spécifique élevée.
Il existe un besoin de repenser complètement les architectures actuelles des moteurs à combustion interne à pistons afin d’utiliser le dihydrogène de façon optimale.
L’ objet de la présente invention est donc de fournir une architecture d’un moteur à combustion interne à piston alimenté par un mélange de dihydrogène et d’ air dans lequel on vise une puissance spécifique élevée, un haut rendement énergétique du moteur, mais également de faibles émissions d’ oxydes d’ azote, tout en proposant un moteur compact, léger et à faible coût de fabrication.
Un autre objet de la présente invention est de fournir un procédé de dimensionnement d’un tel moteur pour répondre à ces objectifs.
La présente invention a pour objet un procédé de caractérisation ou détermination d’un ensemble de paramètres géométriques et de paramètres fonctionnels d’un cylindre d’un moteur à combustion interne configuré pour fonctionner sur un cycle à quatre temps et comprenant un collecteur d’ admission d’ air frais alimenté en air frais, au moins un cylindre présentant un alésage et alimenté par le collecteur d’ admission, un collecteur d’ échappement et au moins un injecteur de dihydrogène.
Le moteur comprend en outre un piston mobile en translation à l’ intérieur du cylindre suivant une course.
L’ensemble des paramètres géométriques comprennent l’ alésage du cylindre, la course du piston, un taux de compression et un nombre de cylindres.
L’ensemble des paramètres fonctionnels comprenant la richesse ou excès d’ air de combustion et le régime de rotation maximal.
Selon le procédé :
- on spécifie une puissance cible du moteur en kW ;
- on définit des plages de valeurs limites respectivement pour un rapport entre l’ alésage du cylindre et la course du piston, un taux de compression, une vitesse moyenne de piston, une cylindrée unitaire, un excès d’ air de combustion et un rendement thermodynamique ;
- on balaye plusieurs puissances spécifiques en kW/1 correspondant à la puissance cible moteur par litre de cylindrée et on en extrait des valeurs possibles de cylindrée totale correspondant au produit de la cylindrée unitaire par le nombre de cylindres ;
- on fait varier le nombre de cylindres pour obtenir une plage de cylindrées unitaires possible ;
- on détermine un ensemble de triplets comprenant la cylindrée unitaire, le nombre de cylindres et la puissance unitaire dégagée par un cylindre sous contrainte de la plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire définie précédemment ;
- pour chacun des triplets obtenus, on détermine une plage possible pour le régime de rotation en faisant varier l’ excès d’ air de combustion et le rendement thermodynamique dans les plages de valeurs limites définies ;
- on combine la plage possible pour le régime de rotation avec les valeurs limites de la vitesse moyenne de piston ainsi qu’ aux cylindrées unitaires possibles pour obtenir un ensemble possible de couples de rapport alésage sur la course du piston ; et
- on compare l’ ensemble possible des couples de rapport alésage sur la course du piston aux plages de valeurs limites du rapport alésage sur la course du piston tels que définies précédemment pour ne retenir que les rapports alésage sur la course du piston compris dans ces valeurs.
On obtient alors les paramètres géométriques complets correspondant à l’ invention et répondant à un besoin de puissance cible du cahier des charges, ainsi que les paramètres de fonctionnement associés.
Les plages de valeurs limites définies lors de la première étape du procédé ne sont pas la résultante d’un calcul mais bien imposées et constituent des critères à respecter pour obtenir les paramètres géométriques et fonctionnels conformes à l’ invention.
Une architecture du cylindre telle que définie selon l’ invention, ainsi que des paramètres de fonctionnement spécifiques permettent d’ obtenir un moteur thermique à hydrogène basé sur un cycle à quatre- temps ayant une puissance spécifique élevée, supérieure ou égale à 120kW/L, de préférence supérieure ou égale à 150kW/L, un haut rendement thermodynamique compris entre 40% et 50% sur une large gamme de régime et de charge du moteur, tout en produisant de faibles quantités d’ oxydes d’ azote, comprises entre 1 g/kWh et 5g/kWh en fonction du point de fonctionnement du moteur.
En effet, les architectures actuelles des moteurs thermiques à hydrogène sont principalement carrées ou à longue course, c’ est-à-dire que le rapport A/C entre l’ alésage du cylindre et la course du piston est inférieur ou égal à 1. Un tel rapport inférieur à 1 ne permet pas d’ atteindre des régimes de rotation élevés car l’usure et l’ échauffement du contact piston-chemise à travers la segmentation deviennent trop importants. On estime généralement que la vitesse moyenne de piston ne doit pas dépasser 18m/s pour les moteurs sans traitements de surface particuliers, et 24m/s pour les moteurs comprenant un traitement de surface avec un revêtement à faible frottement. La vitesse moyenne de piston est définie comme étant égale à deux fois le régime moteur, en tours/min, multiplié par la course, le tout divisé par soixante.
Le choix d’un rapport A/C inférieur à 1 tend à générer des courses de piston importantes qui limitent les régimes de rotation sous peine d’usure. Les régimes de rotation atteignables avec une telle architecture sont généralement inférieurs à 8000 tours/min, et plus généralement inférieurs à 6000 tours/min. Dans les moteurs conventionnels, l’ obtention d’une puissance spécifique importante ne peut se faire que par l’ augmentation de la pression de suralimentation.
Ainsi, de telles architectures sont généralement associées à des systèmes de suralimentation par compresseur volumétrique ou turbocompresseur afin d’ augmenter la puissance spécifique.
Toutefois, l’utilisation d’une suralimentation a de nombreuses conséquences néfastes.
En effet, la suralimentation implique une augmentation de la température des gaz d’ admission. Malgré l’utilisation d’un échangeur de chaleur en aval du compresseur, cette température est généralement de l’ ordre de 50°C à 60°C. Les gaz sont comprimés dans le cylindre, ce qui conduit à une température maximale de compression pouvant dépasser 600°C. Une telle température est proche du point d’ inflammation du dihydrogène, ce qui peut conduire, lors de la combustion, à des auto-inflammations susceptibles de générer un cliquetis intense. Ce phénomène a pour conséquence une usure prématurée des parois de la chambre de combustion, à savoir la culasse, la chemise et le piston, ainsi qu’ à une chute du rendement thermodynamique.
Par ailleurs, les températures de combustion élevées vont générer des points chauds aux parois risquant de susciter des préallumages du mélange dihydrogène-air. Ces préallumages peuvent conduire à nouveau à des cliquetis intenses et à une destruction très rapide du moteur.
En outre, une température d’ admission élevée va favoriser les retours de flamme à l’ admission en cas d’ injection indirecte d’hydrogène puisque la vitesse de propagation de la flamme augmente avec la température. De tels retours de flamme nuisent au bon fonctionnement du moteur et en réduisent la puissance, le rendement et la stabilité cyclique.
La formation d’ oxydes d’ azote dépend principalement de deux paramètres, à savoir le niveau de température des gaz brûlés et le temps de résidence des produits de combustion à de telles températures élevées. Les températures de gaz brûlés dépendent presque linéairement de celle des gaz frais, de sorte que la suralimentation a tendance à favoriser la production d’ oxydes d’ azote. De plus, les régimes de rotation restreints associés à une architecture à longue course impliquent des durées de cycle plus importantes et des temps de résidence des gaz à haute température également plus importants, ce qui favorise la production d’ oxydes d’ azote.
Un autre inconvénient de la suralimentation est qu’ il devient nécessaire d’injecter de grandes quantités de dihydrogène à chaque cycle moteur. Or, l’hydrogène est un gaz peu dense, ce qui implique qu’ il devient nécessaire d’ augmenter la pression d’ injection ou la section débitante des injecteurs.
L’ augmentation de la pression d’ injection empêche de vider correctement le réservoir dans le cas où le réservoir assure la pressurisation de la ligne d’ injection. L’ autonomie du moteur se trouve réduite puisqu’une partie de l’hydrogène stockée ne peut pas être utilisée, dès lors que la pression du réservoir devient inférieure à une pression de consigne d’injection.
Une telle augmentation de la pression d’injection implique généralement le fait d’ aj outer une pompe spécifique permettant de relever la pression du réservoir jusqu’ à une pression de consigne. Cela impacte le coût, la masse et l’ efficacité énergétique globale du moteur puisque la compression de l’hydrogène est relativement énergivore.
Pour répondre à ce problème de pression, on pourrait prévoir d’ augmenter la section débitante des injecteurs. Toutefois, cela se traduit par un corps d’ injecteur de diamètre élevé, ce qui laisse peu de place au passage du liquide de refroidissement et renforce les problèmes de points chauds responsables de préallumages évoqués précédemment.
Au surplus, les pressions élevées de gaz générées par la suralimentation sont défavorables à la pénétration de jets d’hydrogène en cas d’injection directe dans la chambre de combustion et donc à l’homogénéité du mélange air-hydrogène. Cela implique des combustions anormales et la production d’ oxydes d’ azote en favorisant la présence de zones stœchiométriques localement même lorsqu’une combustion en mélange pauvre est visée.
Enfin, l’usage d’un taux de compression élevé est difficilement compatible avec une suralimentation importante car cela implique des pressions et températures de compression et de combustion encore plus importantes, favorisant cliquetis et préallumages et par conséquent réduisant l’ efficacité énergétique et la durée de vie de la chambre de combustion. Pourtant, le taux de compression s est un paramètre important jouant au premier ordre sur le rendement thermodynamique théorique r| à travers la relation de Beau de Rochas selon l ’équation suivante :
Figure imgf000012_0001
Avec y, le coefficient isentropique associé au mélange de gaz contenu dans le cylindre.
Le taux de compression s s ’écrit selon l ’ équation suivante :
Figure imgf000012_0002
Avec :
Vm, le volume dans la chambre lorsque le piston est au point mort haut, et
VM, le volume dans la chambre lorsque le piston est au point mort bas.
Ainsi, le taux de compression s des moteurs suralimentés à l’hydrogène est généralement limité à 12 alors qu’une valeur optimale est comprise entre 13 et 17, de préférence égale à 15.
Avantageusement, dans le procédé selon l’ invention, pour déterminer l’ ensemble de triplets comprenant la cylindrée unitaire, le nombre de cylindres et la puissance unitaire dégagée par un cylindre, on compare la plage de cylindrées unitaires possible avec la plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire et on conserve uniquement les valeurs de cylindrée unitaire comprises dans ladite plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire.
Par exemple, le régime de rotation est déterminé à partir de , , ,
1 equation suivante
Figure imgf000012_0003
- Pspe , la puissance spécifique recherchée kW/1 ;
- r]voi, le rendement volumétrique, correspondant au ratio entre la masse d’ air effectivement enfermée dans un volume égal à la cylindrée Vcyt =
— m et la masse théorique dans ce même volume dans des conditions pression et température standards ;
Figure imgf000012_0004
stcb la masse volumique de l’ air dans des conditions standards égale à 1 , 18 kg/m3 ; et
- r]th, le rendement thermodynamique du moteur correspondant au ratio entre la puissance mécanique disponible sur l’ arbre moteur et la puissance calorifique dégagée par la combustion de dihydrogène injecté. Avantageusement, le rendement volumétrique est compris entre 1 et 1 ,25 , de préférence égal à 1 ,2, afin de générer des accords acoustiques favorables entre le point de couple maximal et de puissance maximale.
La plage de valeurs limites du rapport A/C est, par exemple, comprise entre 1 ,3 et 2.
La plage de valeurs limites du taux de compression est, par exemple, comprise entre 13 et 17.
La plage de valeurs limites de la vitesse moyenne de piston est, par exemple, comprise entre 20 m/s et 26 m/s.
La plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire est, par exemple, comprise entre 300cm3 et 500cm3.
La plage de valeurs limites s de l’excès d’ air de combustion est, par exemple, comprise entre 1 ,3 et 1 ,7.
La plage de valeurs limites du rendement thermodynamique est, par exemple, fixée entre 40% et 50% .
Les plages de valeurs limites sont définies au point de puissance maximale pour déterminer l’ ensemble des paramètres géométriques et fonctionnels de l’ architecture cylindre.
Ensuite, pendant le fonctionnement du moteur, notamment pour des puissances plus faibles, on peut augmenter la valeur de l’ excès d’ air de combustion.
Selon un mode de réalisation, on détermine l’ ensemble des configurations possibles du moteur en fonction du nombre de cylindres déterminé.
Par configuration ou architecture du moteur, on entend un moteur comprenant un seul cylindre ou un moteur comprenant une pluralité de cylindres disposés selon une configuration en ligne, ou selon une configuration en forme de V ou selon une configuration en forme de V en opposition, ou selon une configuration en forme de W, ou encore des cylindres disposés selon une configuration en forme d’ étoile, par réplication du cylindre défini préalablement.
La configuration répondant le mieux aux besoins d’ intégration donnés dans le cahier des charges moteur et contraignant potentiellement les dimensions générales du moteur, en termes de longueur, largeur et hauteur, sera privilégiée.
Selon un autre aspect, l’ invention concerne un moteur à quatre temps à dihydrogène comprenant au moins un cylindre défini par un ensemble de paramètres géométriques propres à un objectif de puissance cible du moteur.
Le cylindre comprenant un alésage à l’ intérieur duquel se déplace en translation un piston selon une course.
Le moteur comprend un circuit de combustible comprenant au moins injecteur de combustible configuré pour injecter du dihydrogène directement et/ou indirectement dans le cylindre à partir d’un réservoir à dihydrogène.
L’ ensemble de paramètres géométriques comprend au moins un rapport A/C entre l’ alésage du cylindre et la course du piston compris entre 1 ,3 et 2, par exemple égal à 1 ,6.
Un tel rapport entre l’ alésage du cylindre et la course du piston permet de ne pas dépasser une vitesse moyenne de piston pour des raisons de durabilité. Un tel rapport A/C permet d’ obtenir une vitesse moyenne de piston comprise entre 20 m/s et 26 m/s, de préférence égale à 24 m/s.
Une telle architecture du cylindre permet d’ exploiter des taux de compression élevés sans risques d’ auto-inflammation, ce qui est favorable au rendement énergétique.
Une telle architecture du cylindre permet également de réduire partiellement voire totalement le besoin d’une suralimentation pour l’ obtention d’une puissance spécifique élevée, grâce au régime de rotation élevé.
Enfin, plus le rapport entre l’ alésage du cylindre et la course du piston est élevé, plus l’ alésage est élevé, ce qui permet d’intégrer facilement une injection directe de dihydrogène, à forte section de passage dans la chambre de combustion. Ceci est favorable au remplissage en air du moteur et donc à sa puissance spécifique.
Ainsi, contrairement aux solutions connues, l’ architecture du cylindre proposée a l’ avantage de s’ adapter de manière optimale aux spécificités de la combustion du dihydrogène, c’ est-à-dire à une vitesse de flamme élevée, une sensibilité à l’ auto-inflammation, et une faible densité. Ceci est particulièrement avantageux lorsqu’une puissance spécifique élevée, supérieure ou égale à 120kW/L, est recherchée.
Par exemple, le moteur comprend un ou plusieurs injecteurs de dihydrogène localisé(s) dans le collecteur d’ admission, pour réaliser une injection indirecte de dihydrogène dans la chambre de combustion. Dans cette configuration, le ou les injecteurs de dihydrogène sont disposés à divers endroits du conduit d’ admission.
En variante, le moteur comprend un ou plusieurs injecteurs de dihydrogène localisé(s) directement dans la chambre de combustion, pour réaliser une injection directe de dihydrogène dans la chambre de combustion. Dans cette configuration, le ou les injecteurs de dihydrogène sont disposés à divers endroits dans ladite chambre de combustion.
Selon encore une autre variante, on pourrait prévoir au moins un injecteur localisé pour réaliser une injection directe de dihydrogène dans la chambre de combustion et au moins un injecteur localisé pour réaliser une injection indirecte dans la chambre de combustion.
Avantageusement, l’ ensemble de paramètres géométriques du cylindre comprend en outre le taux de compression compris entre 13 et 17, de préférence égal à 15. Ceci permet de maximiser le rendement, sans toutefois favoriser les phénomènes de cliquetis et de pré-allumage, l’ invention n’utilisant pas ou peu de suralimentation.
Le taux de compression correspond au rapport entre le volume dans la chambre de combustion lorsque le piston est au point mort bas et le volume dans la chambre de combustion lorsque le piston est au point mort haut.
L’ensemble de paramètres géométriques du cylindre comprend en outre un nombre de cylindres.
Le moteur est, de préférence, configuré pour fonctionner selon un ensemble de paramètres de fonctionnement comprenant, notamment, un excès d’ air de combustion et un régime de rotation maximal du moteur. Par exemple, l’ excès d’ air de combustion est supérieur à 1 , de préférence compris entre 1 ,3 et 2, de préférence égal à 1 ,5 afin d’ optimiser le couple rendement thermodynamique et puissance spécifique.
Grâce à l’invention, une combustion en mélange pauvre est associée à cette forme spécifique afin de réduire les températures de combustion, donc la production d’ oxydes d’ azote, mais également les pertes thermiques aux parois.
La vitesse de combustion très élevée de l’hydrogène implique que même en combustion pauvre et à régime élevé, ladite vitesse reste suffisante pour garantir une augmentation rapide de la pression dans le cylindre et un rendement de cycle très important.
A contrario, à régime élevé, le temps de chaque cycle moteur va être réduit, ce qui laisse moins de temps aux phénomènes d’ inflammation spontanée de se produire, tels que les cliquetis et les préallumages, ainsi qu’ à la formation d’ oxydes d’ azote.
Avantageusement, le moteur comprend une électronique de commande comprenant un système de commande configuré pour piloter les injecteurs et faire varier la quantité de dihydrogène injecté par les injecteurs afin de maintenir la valeur d’ excès d’ air de combustion.
Selon un mode de réalisation, le moteur ne comprend pas de système de suralimentation.
La réduction ou la suppression de la suralimentation génère un gain de coût de fabrication d’un tel moteur, ainsi qu’un gain de masse, et d’ encombrement d’un tel moteur. Par ailleurs, l’ absence d’une suralimentation réduit les phénomènes de cliquetis et de pré-allumage.
En variante, le moteur pourrait comprendre un système de suralimentation, mais cela n’ est pas nécessaire.
Selon un autre aspect, l’ invention concerne un véhicule automobile comprenant un moteur tel que décrit précédemment.
D’ autres buts, caractéristiques et avantages de l’ invention apparaîtront à la lecture de la description suivante, donnée uniquement à titre d’ exemple non limitatif, et faite en référence aux dessins annexés sur lesquels : [Fig 1 ] représente un tableau comparant les propriétés d’un mélange de dihydrogène et d’ air avec un mélange d’ essence et d’ air dans des conditions standard de pression et de température ;
[Fig 2] représente, de manière très schématique, un exemple d’ architecture générale d’un moteur à combustion interne selon un mode de réalisation de l’invention comprenant une unité de commande du moteur ;
[Fig 3] représente, de manière très schématique, un exemple d’ architecture générale d’un moteur à combustion interne selon un autre mode de réalisation de l’invention ;
[Fig 4] représente une vue en coupe de la chambre de combustion du moteur à combustion de la figure 3, avec une injection indirecte de dihydrogène ;
[Fig 5] représente une vue en coupe de la chambre de combustion du moteur à combustion de la figure 3, avec une injection directe de dihydrogène ;
[Fig 6] illustre schématiquement la chambre de combustion respectivement lorsque le piston est au point mort bas et lorsque le piston est au point mort haut ;
[Fig 7] représente la synoptique d’un procédé de caractérisation des paramètres géométriques et de fonctionnement d’un cylindre du moteur selon la figure 2 ou la figure 3 ;
[Fig 8] et [Fig 9] sont des tableaux reproduisant respectivement un cas concret de familles d’ architectures cylindre pour différents objectifs de puissance ; et
[Fig 10] , [Fig 11 ] , [Fig 12] , [Fig 13] , [Fig 14] et [Fig 15] représentent différents agencements de cylindres, respectivement, monocylindre, en ligne, en forme de V, en forme de W et en forme d’ étoile. Sur la figure 2, on a représenté, de manière schématique, la structure générale d’un moteur à combustion interne 10, fonctionnant sur un cycle à quatre temps avec du dihydrogène d’un véhicule automobile.
Ces architectures sont données à titre d’ exemple et ne limitent par l’invention à la seule configuration à laquelle peut s’ appliquer le dimensionnement du cylindre selon l’ invention.
Dans l’ exemple illustré, le moteur à combustion interne 10 comprend, de manière non limitative, un cylindre 12, un collecteur d’ admission d’ air frais 14, un collecteur d’échappement 16 et un système de turbo-compression 18.
Le cylindre 12 est alimenté en air par l’intermédiaire du collecteur d’ admission 14, ou répartiteur d’ admission, lui-même alimenté par une conduite 20 pourvue, de manière nullement limitative, d’un filtre à air 22 et du compresseur 18b du turbocompresseur 18 du moteur 10.
Le cylindre 12 est alimenté par du dihydrogène.
De manière connue, le turbocompresseur 18 comporte essentiellement une turbine 18a entraînée par les gaz d’ échappement et un compresseur 18b monté sur le même axe ou arbre que la turbine 18a et assurant une compression de l’ air distribué par le filtre à air 22, dans le but d’ augmenter la quantité (débit massique) d’ air admise dans le cylindre 12 du moteur 10. La turbine 18a peut être du type « à géométrie variable », c’ est-à-dire que la roue de la turbine est équipée d’ ailettes à inclinaison variable afin de moduler la quantité d’ énergie prélevée sur les gaz d’échappement, et ainsi la pression de suralimentation.
En variante, on pourrait également remplacer le turbocompresseur par un compresseur volumétrique entrainé, par exemple mécaniquement ou électriquement.
Un échangeur thermique 24 est, de préférence, placé après la sortie du compresseur 18b équipant la conduite d’ alimentation 14a du collecteur d’ admission 14 en air frais. Le moteur à combustion interne 10 comprend ainsi un circuit d’ admission Ca, un circuit d’ échappement Ce et un circuit d’ injection de dihydrogène (non représenté) .
Le circuit d’ admission Ca comprend, d’ amont en aval dans le sens de circulation de l’ air :
- le filtre à air 22 ou boîte à air ;
- le compresseur 18b du turbocompresseur 18 configuré pour comprimer l’ air prélevé dans l’ atmosphère extérieure et le cas échéant des gaz d’ échappement recyclés à basse pression dans le cas d’un circuit de recirculation des gaz d’échappement, dit circuit « EGR » (« exhaust gas recirculation » en termes anglo-saxons) ; éventuellement un boîtier papillon 26 ou une vanne d’ admission des gaz dans le moteur ;
- l’échangeur thermique 24 configuré pour refroidir les gaz d’ admission correspondant à l’ air frais et, éventuellement à un mélange d’ air frais de de gaz recyclés dans le cas d’une recirculation des gaz d’ échappement, après leur compression dans le compresseur 18b ; et
- le collecteur d’ admission 14.
L’ échangeur thermique 24 est un refroidisseur des gaz d’ admission dits « suralimentés », correspondant, par exemple, à un échangeur air-eau, dit « water charged air cooler » en termes anglo- saxons. En variante, il peut s’ agir d’un refroidisseur air-air.
Le circuit d’ échappement Ce comprend, d’ amont en aval dans le sens de circulation des gaz brûlés :
- le collecteur d’ échappement 16 ;
- la turbine 18a du turbocompresseur 18 configurée pour prélever de l’ énergie sur les gaz d’ échappement qui la traversent, ladite énergie de détente étant transmise au compresseur 18b par l’ intermédiaire de l’ arbre commun, pour la compression des gaz d’ admission ;
- une ligne d’ échappement 28 montée en aval de la turbine 18a et comprenant, par exemple, un système (non représenté) de dépollution des gaz de combustion du moteur.
En ce qui concerne le collecteur d’ échappement 16, celui-ci récupère les gaz d’ échappement issus de la combustion et évacue ces derniers vers l’ extérieur, par l’ intermédiaire d’un conduit d’ échappement des gaz débouchant sur la turbine 18a du turbocompresseur 18 et par la ligne d’échappement 28.
Le moteur est associé à un circuit de combustible comprenant, par exemple, des injecteurs de combustible 30 injectant du dihydrogène directement ou indirectement dans le cylindre à partir d’un réservoir (non représenté) à dihydrogène. Les injecteurs de dihydrogène 30 seront décrits en référence aux figures 3 et 4 concernant un moteur à combustion interne non suralimenté. Toutefois, leur utilisation est identique pour le moteur à combustion interne suralimenté décrit en référence à la figure 1.
Le moteur comprend une unité électronique de commande UCE 50 comprenant un système de commande 60 configuré pour piloter les injecteurs 30 et faire varier la quantité de dihydrogène injecté par les injecteurs 30 afin de maintenir une valeur d’excès d’ air de combustion X supérieur à 1 .
Le mode de réalisation de la figure 3, dans lequel les mêmes éléments portent les mêmes références, diffère du mode de réalisation précédent par le fait que le moteur 10’ ne comprend pas de système de suralimentation.
Tel qu’ illustré sur la figure 3, le moteur à combustion interne 10’ , fonctionnant sur un cycle à quatre temps avec du dihydrogène d’un véhicule automobile comprend ainsi un circuit d’ admission Ca, un circuit d’échappement Ce et un circuit d’ injection de dihydrogène (non représenté) comprenant au moins un injecteur 30.
Le circuit d’ admission Ca comprend, d’ amont en aval dans le sens de circulation de l’ air :
- le filtre à air 22 ou boîte à air ; et
- le collecteur d’ admission 14.
Le circuit d’ échappement Ce comprend, d’ amont en aval dans le sens de circulation des gaz brûlés :
- le collecteur d’ échappement 16 ; et - une ligne d’ échappement 28 montée en aval du collecteur d’ échappement 16 et comprenant, par exemple, un système (non représenté) de dépollution des gaz de combustion du moteur.
A titre d’exemple nullement limitatif, le moteur est associé à un circuit de combustible comprenant, par exemple, des injecteurs de combustible 30 injectant du dihydrogène directement ou indirectement dans le cylindre à partir d’un réservoir (non représenté) à dihydrogène.
La figure 4 représente une vue en coupe partielle du moteur 10’ de la figure 3.
Tel qu’ illustré sur la figure 4, le cylindre 12 définit une chambre de combustion 32 et le moteur 10’ comprend un piston 34 mobile en translation dans ledit cylindre 12, une soupape d’ alimentation 36 montée à la jonction entre le collecteur d’ admission 14 et la chambre de combustion 12, une soupape d’ échappement 38 montée à la jonction entre le collecteur d’ échappement 16 et la chambre de combustion 32.
On pourrait prévoir que le moteur 10’ comprenne une pluralité de soupapes d’ alimentation et une pluralité de soupapes d’ échappement.
Le moteur 10 ’ comprend en outre un dispositif d’ allumage 40, tel que par exemple une bougie, par exemple électrique, laser, microondes, radio-fréquence, ou un système de préchambre de combustion ou tout autre dispositif configuré pour initier une flamme.
Tel qu’illustré sur la figure 4, le moteur 10’ comprend un ou plusieurs injecteurs de dihydrogène 30 localisé dans le collecteur d’ admission, pour réaliser une injection indirecte de dihydrogène dans la chambre de combustion 32. Dans cette configuration, le ou les injecteurs de dihydrogène 30 sont disposés à divers endroits du conduit d’ admission Ca.
Tel qu’illustré sur la figure 5 , le moteur 10’ comprend un ou plusieurs injecteurs de dihydrogène 30 localisé directement dans la chambre de combustion 32, pour réaliser une injection directe de dihydrogène dans la chambre de combustion 32. Dans cette configuration, le ou les injecteurs de dihydrogène 30 sont disposés à divers endroits dans ladite chambre de combustion 32. En variante, on pourrait prévoir à la fois une injection directe et indirecte de dihydrogène dans la chambre de combustion 32.
L’ architecture du cylindre 12 selon l’invention, que ce soit dans le mode de réalisation de la figure 2 ou celui de la figure 3 , est illustrée sur la figure 6.
Le cylindre 12 est de type supercarré, c’ est-à-dire que le rapport A/C entre le diamètre intérieur ou l’ alésage A du cylindre 12 et la course C du piston 34 est compris entre 1 ,3 et 2, par exemple égal à 1 ,6. Ceci permet de ne pas dépasser une vitesse moyenne de piston VMP pour des raisons de durabilité. Un tel rapport A/C permet d’ obtenir une vitesse moyenne de piston VMP comprise entre 20 m/s et 26 m/s, de préférence égale à 24 m/s.
Le cylindre 12 est défini par un ensemble de paramètres PG géométriques propres à chaque objectif de puissance cible Pcibie du moteur.
L’ ensemble de paramètres PG géométriques comprend l’ alésage A du cylindre 12, la course C du piston 34, le taux de compression s et le nombre de cylindres n.
Le taux de compression s est compris entre 13 et 17, par exemple égal à 15. Ceci permet de maximiser le rendement.
Le cylindre 12 est configuré pour fonctionner selon un ensemble de paramètres PF de fonctionnement comprenant, notamment, un excès d’ air de combustion X et le régime de rotation N du moteur 10, 10 ’ .
L’ excès d’ air de combustion X est un coefficient déterminé selon
Figure imgf000022_0001
Avec: mair, la masse d’ air admise dans le cylindre 12 ; mu2, la masse de dihydrogène admise dans le cylindre 12 ; et le rapport entre lesdites masses d’ air et de dihydrogène
Figure imgf000022_0002
lorsqu’ ils sont en proportions stœchiométriques. Ce rapport est également appelé pouvoir comburivore, noté PCO et est de l’ ordre de 34.4 pour la combustion de dihydrogène et d’ air.
Ainsi, lorsque l’ excès d’ air de combustion X est égal à un, le dihydrogène et l’ air sont en proportions stœchiométriques. Lorsque l’ excès d’ air de combustion X est supérieur à un, l’ air est en excès et le mélange est dit « pauvre » en dihydrogène. Lorsque l’ excès d’ air de combustion X est inférieur à un, le dihydrogène est en excès et le mélange est dit « riche » en dihydrogène.
Par mélange « pauvre », on entend un mélange dans lequel la quantité d'air est plus importante que la quantité nécessaire pour obtenir une combustion théoriquement complète du dihydrogène. La proportion d'air doit être supérieure ou égale à 34.4 fois celle du dihydrogène pour que le mélange soit considéré comme pauvre.
Pour définir l’ensemble des paramètres géométriques PG, l’excès d’ air de combustion X est fixé au point de puissance maximale. L’ excès d’ air de combustion X est compris entre 1 ,3 et 1 ,7, de préférence égal à 1 ,5 afin d’ optimiser le couple rendement thermodynamique rph et puissance spécifique Pspe.
Ensuite, pendant le fonctionnement du moteur, notamment pour des puissances plus faibles, on peut augmenter la valeur de l’ excès d’ air de combustion, comme il sera décrit ultérieurement.
On notera que l’ architecture du moteur 10, 10 ’ décrite en référence aux figures 6 et 8 avec un seul cylindre 12 peut être déclinée dans de nombreuses architectures moteurs, telles que comprenant une pluralité de cylindres disposés selon une configuration en ligne, visibles sur la figure 10, des cylindres disposés selon une configuration en forme de V, visibles sur la figure 11 , des cylindres disposés selon une configuration en forme de V en opposition, visibles sur la figure 12, des cylindres disposés selon une configuration en forme de W, visibles sur la figure 13 ou encore des cylindres disposés selon une configuration en forme d’ étoile, visibles sur la figure 14, par réplication du cylindre 12 défini préalablement.
Le rendement thermodynamique rph est fixé entre 40% et 50% . Ainsi, le cylindre 12 est défini par un ensemble de paramètres PG géométriques et par un ensemble de paramètres PF de fonctionnement propres à chaque objectif de puissance cible du moteur déterminés par le procédé 80 de caractérisation ou détermination des paramètres du cylindre 12, décrit en référence à la figure 7.
Le procédé 80 de caractérisation des paramètres géométriques PG et de fonctionnement PF du cylindre 12 comprend une première étape 82 lors de laquelle on spécifie puissance cible du moteur Pcibie en kW.
Le procédé 80 de caractérisation comprend en outre une étape 84 de définition de plages de valeurs limites respectivement pour le rapport A/C entre l’ alésage A du cylindre 12 et la course C du piston 34, le taux de compression s, la vitesse moyenne de piston VMP, la cylindrée unitaire Vunit, l’ excès d’ air de combustion X et le rendement thermodynamique r|th.
La plage de valeurs limites Max(A/C) du rapport A/C est comprise entre 1 ,3 et 2.
La plage de valeurs limites Max(s) du taux de compression s est comprise entre 13 et 17.
La plage de valeurs limites Max(VMP) de la vitesse moyenne de piston VMP est comprise entre 20 m/s et 26 m/s.
La plage de valeurs limites Max (Vunit) de la cylindrée unitaire Vunit est comprise entre 300cm3 et 500cm3.
La plage de valeurs limites Max(X) de l’ excès d’ air de combustion X est comprise entre 1 ,3 et 1 ,7.
La plage de valeurs limites Max(r|th) du rendement thermodynamique r|th est fixé entre 40% et 50% .
Une fois la puissance cible du moteur Pcibie connue, on balaye, à l’ étape 86, plusieurs puissances spécifiques Pspe en kW/1 correspondant à la puissance cible moteur Pcibie par litre de cylindrée et on extrait des valeurs possibles de cylindrée totale Vtot correspondant au produit de la cylindrée unitaire Vunit par le nombre de cylindre n.
En faisant varier le nombre n de cylindres, on obtient différentes cylindrées unitaires [Vunit] possibles . La puissance spécifique recherchée Pspe (kW/1) s’ écrit selon l’ équation suivante :
Figure imgf000025_0001
r]voi, le rendement volumétrique, correspondant au ratio entre la masse d’ air effectivement enfermée dans un volume égal à la cylindrée unitaire Vunit = VM — Vm et la masse théorique dans ce même volume dans des conditions de pression et température standards ; le rendement volumétrique T]voi est fixé entre 1 et 1 ,25, de préférence égal à 1 ,2 afin de générer des accords acoustiques favorables entre le point de couple maximal et de puissance maximale ; Connaissant le taux de compression a égal au rapport entre le volume VM dans la chambre lorsque le piston est au point mort bas et le volume Vm dans la chambre lorsque le piston est au point mort haut, et en connaissant la cylindrée unitaire Vunit, on en déduit mathématiquement les valeurs de Vm et VM.pstd, la masse volumique de l’ air dans des conditions standards égale à 1 , 18 kg/m3 ; r]th, le rendement thermodynamique du moteur correspondant au ratio entre la puissance mécanique disponible sur l’ arbre moteur et la puissance calorifique dégagée par la combustion de dihydrogène injecté.
La puissance mécanique est mesurée au banc moteur grâce au couple de freinage et au régime de rotation. La puissance calorifique est obtenue par la mesure du débit de combustible multipliée par le pouvoir calorifique inférieur du combustible (PCI) .
On détermine, à l’ étape 88 , un ensemble de triplets [n, Vunit , Punit ] comprenant la cylindrée unitaire (Vuni t) , le nombre (n) de cylindres et la puissance unitaire (Punit) dégagée par un cylindre sous contrainte de la plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire M ax (Vuni t) .
Ainsi, les différentes cylindrées unitaires Vuni t possibles obtenues à l’ étape 86 sont bornées avec la plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire Vuni t pour ne conserver que les valeurs de cylindrée unitaire Vuni t comprises dans ladite plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire Vuni t . Et ainsi obtenir un ensemble de triplets [n, Vunit , Punit ] comprenant la cylindrée unitaire Vunit , le nombre n de cylindres et la puissance unitaire Punit dégagée par un cylindre. La puissance unitaire Punit correspond à la puissance mécanique totale divisée par le nombre n de cylindre.
Pour chacun des triplets obtenus à l’ étape 90, on détermine une plage possible pour le régime de rotation [N] à partir de l’ équation Eq.4 en faisant varier l’ excès d’ air de combustion X et le rendement thermodynamique r|th dans les plages de valeurs limites définies à l’ étape 84.
La plage possible de régimes de rotation [N] est combinée, à l’ étape 92 avec les valeurs limites Max(VMP) de la vitesse moyenne de piston VMP ainsi qu’ aux cylindrées unitaires possibles Vunit pour obtenir un ensemble possible de couples [A/C] de rapport alésage sur la course du piston.
L’ ensemble possible de couples [A/C] est ensuite borné dans la plage de valeurs limites Max(A/C) du rapport A/C pour ne retenir que les rapports A/C compris dans ces valeurs limites, c’ est-à-dire entre 1 ,3 et 2.
On obtient alors les paramètres géométriques PG complets correspondant à l’ invention et répondant à un besoin de puissance spécifique du cahier des charges, ainsi que les paramètres PF de fonctionnement associés.
Le paramètre du nombre n de cylindres issu du procédé de caractérisation 80 permet par ailleurs de déterminer des configurations possibles du moteur, selon les exemples visibles sur les figures 10 à 15. La configuration répondant le mieux aux besoins d’ intégration donnés dans le cahier des charges moteur et contraignant potentiellement les dimensions générales du moteur, en termes de longueur, largeur et hauteur, sera privilégiée.
Les tableaux illustrés sur les figures 8 et 9 reproduisent chacun un cas concret de familles d’ architectures cylindre pour différents objectifs de puissance en définissant dans le cahier des charges un objectif de rendement thermodynamique r]th égal à 40% , un excès d’ air X égal à 1.5 et une vitesse moyenne de piston VMP égale à 24m/s. Le tableau illustré sur la figure 8 correspond à une famille d’ architectures cylindre pour différents objectifs de puissance avec une puissance spécifique Pspe de 120kW/l. Dans ce tableau, deux architectures satisfont le cahier des charges pour une puissance cible de 600kW. Pour les autres puissances cibles, seule une architecture cylindre satisfait le cahier des charges.
Le tableau illustré sur la figure 9 correspond à une famille d’ architectures cylindre pour différents objectifs de puissance avec une puissance spécifique Pspe de 150kW/l. Dans ce tableau, pour l’ ensemble des puissances cibles, seule une architecture cylindre satisfait le cahier des charges.
Les paramètres de caractérisation du cylindre 12 sont déterminés sur un point de fonctionnement de puissance maximale et visent l’utilisation d’un excès d’ air de combustion X compris entre 1 ,3 et 1 ,7, de préférence égal à 1 ,5 sur ce point de fonctionnement. En effet, cela permet d’ optimiser le compromis puissance spécifique/ rendement énergétique.
D’une manière générale, sur l’ ensemble de la courbe de pleine charge du moteur, l’ excès d’ air sera compris dans cette plage de valeur maximales Max(X). La réduction de la charge est réalisée en réduisant la quantité de dihydrogène injecté par les injecteurs 30 mais sans réduire l’ apport d’ air à l’ admission, et utiliser de vanne, contrairement à ce qui est réalisé dans les moteurs à essence.
Un tel fonctionnement conduit à une augmentation de l’ excès d’ air de combustion X à régime fixé, lorsque l ’on réduit la charge du moteur, jusqu’ à une valeur égale à 3 aux très faibles charges.
Un tel fonctionnement est rendu possible grâce à la large plage de flammabilité du dihydrogène et permet une réduction des températures de combustion, ce qui conduit à une réduction très significative des pertes aux parois du cylindre, avec des rendements proches de 50% sur une large gamme de charge du moteur. Cela permet également la réduction des émissions d’ oxydes d’ azote, réduisant le besoin de post-traitement des gaz d’ échappement. Un tel fonctionnement n’ est pas limité par les capacités du turbocompresseur, contrairement aux moteurs conventionnels suralimentés. En effet, dans les moteurs conventionnels, une réduction trop importante de la température des gaz d’ échappement peut conduire à un fonctionnement mal adapté, la turbine ne recevant plus assez d’ énergie pour entrainer le compresseur.
Le moteur 10, 10’ selon l’ invention ne nécessite pas de suralimentation, s’ affranchit de ces problématiques et peut ainsi exploiter des excès d’ air de combustion très élevés sur une large plage de fonctionnement en régime et charge.
Par ailleurs, les temps de réponse, pour une augmentation rapide de la puissance, sont inférieurs à ceux des moteurs conventionnels suralimentés. L’ absence de système de suralimentation et donc de turbocompresseur permet de réduire la masse, l’ encombrement et le coût de production.
Une architecture du cylindre 12 telle que définie selon l’ invention, ainsi que des paramètres de fonctionnement spécifiques permettent d’ obtenir un moteur thermique à hydrogène basé sur un cycle à quatre-temps ayant une puissance spécifique Pspe élevée, supérieure ou égale à 120kW/L, de préférence supérieure ou égale à 150kW/L, un haut rendement thermodynamique rph compris entre 40% et 50% sur une large gamme de régime et de charge du moteur, tout en produisant de faibles quantités d’ oxydes d’ azote, comprises entre 1 g/kWh et 5g/kWh en fonction du point de fonctionnement du moteur.
La forme spécifique du cylindre 12 permet d’ augmenter le régime de rotation du moteur et de profiter des vitesses de flamme importantes de l’hydrogène.
Grâce à l’invention, une combustion en mélange pauvre est associée à cette forme spécifique afin de réduire les températures de combustion, donc la production d’ oxydes d’ azote, mais également les pertes thermiques aux parois.
La vitesse de combustion très élevée de l’hydrogène implique que même en combustion pauvre et à régime élevé, ladite vitesse reste Tl suffisante pour garantir une augmentation rapide de la pression dans le cylindre 12 et un rendement de cycle très important.
A contrario, à régime élevé, le temps de chaque cycle moteur va être réduit, ce qui laisse moins de temps aux phénomènes d’ inflammation spontanée de se produire, tels que les cliquetis et les préallumages, ainsi qu’ à la formation d’ oxydes d’ azote.
Une telle architecture du cylindre 12 permet d’ exploiter des taux de compression élevés sans risques d’ auto-inflammation, ce qui est favorable au rendement énergétique.
Une telle architecture du cylindre 12 permet également de réduire partiellement voire totalement le besoin d’une suralimentation pour l’ obtention d’une puissance spécifique élevée, grâce au régime de rotation élevé.
Enfin, plus le rapport entre l’ alésage A du cylindre 12 et la course C du piston 34 est élevé, plus l’ alésage A est élevé, ce qui permet d’ intégrer facilement une injection directe de dihydrogène, tel qu’ illustré sur la figure 5 , à forte section de passage dans la chambre de combustion 32. Ceci est favorable au remplissage en air du moteur et donc à sa puissance spécifique.
Ainsi, contrairement aux solutions connues, l’ architecture du cylindre 12 proposée a l’ avantage de s’ adapter de manière optimale aux spécificités de la combustion du dihydrogène, c’ est-à-dire à une vitesse de flamme élevée, une sensibilité à l’ auto-inflammation, et une faible densité. Ceci est particulièrement avantageux lorsqu’une puissance spécifique élevée, supérieure ou égale à 120kW/L, est recherchée.
La réduction ou la suppression de la suralimentation génère un gain de coût de fabrication d’un tel moteur 10, 10’ , ainsi qu’un gain de masse, et d’ encombrement d’un tel moteur 10, 10 ’ .

Claims

REVENDICATIONS
1. Procédé (80) de détermination d’un ensemble de paramètres géométriques (PG) et de paramètres fonctionnels (PF) d’un cylindre ( 12) d’un moteur à combustion interne ( 10, 10’ ) configuré pour fonctionner sur un cycle à quatre temps avec du dihydrogène et comprenant un collecteur d’ admission d’ air frais ( 14) alimenté en air frais, au moins un cylindre ( 12) présentant un alésage (A) et alimenté par le collecteur d’ admission ( 14), un collecteur d’échappement ( 16), et au moins un injecteur de dihydrogène (30), le moteur comprend en outre un piston (34) mobile en translation à l’ intérieur du cylindre ( 12) suivant une course (C), l’ ensemble des paramètres géométriques (PG) comprenant l'alésage du cylindre (A), la course (C) du piston, un taux de compression (s) et un nombre (n) de cylindres et l’ ensemble des paramètres fonctionnels (PF) comprenant l’ excès d’ air de combustion (X) et le régime de rotation maximal (N), dans lequel :
- on spécifie une puissance cible du moteur (Pcibie) en kW ;
- on définit des plages de valeurs limites (Max) suivantes dédiées à un fonctionnement avec du dihydrogène : une plage de valeurs limites (Max(A/C)) pour un rapport (A/C) entre l’ alésage (A) du cylindre ( 12) et la course (C) du piston (34) comprise entre 1 ,3 et 2, une plage de valeurs limites (Max(s)) d’un taux de compression (s) comprise entre 13 et 17 , une plage de plage de valeurs limites (Max(VMP)) d’une vitesse moyenne de piston (VMP) comprise entre 20 m/s et 26 m/s, une plage de valeurs limites (Max(Vunit)) d’une cylindrée unitaire (Vunit) comprise entre 300cm3 et 500cm3, une plage de valeurs limites (Max(X)) d’un excès d’ air de combustion (X) comprise entre 1 ,3 et 1 ,7 et une plage de valeurs limites (Max(r|th)) d’un rendement thermodynamique (î]th) comprise entre 40% et 50% ; on balaye plusieurs puissances spécifiques (Pspe) en kW/1 correspondant à la puissance cible moteur (Pcibie) par litre de cylindrée et on extrait des valeurs possibles de cylindrée totale (Vtot) correspondant au produit de la cylindrée unitaire (Vunit) par le nombre de cylindres (n) ;
- on fait varier le nombre (n) de cylindres pour obtenir une plage de cylindrées unitaires ([Vunit]) possible ;
- on détermine un ensemble de triplets ([n, Vunit , Puni t] ) comprenant la cylindrée unitaire (Vunit), le nombre (n) de cylindres et la puissance unitaire (Punit) dégagée par un cylindre sous contrainte de la plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire (Max(Vunit)) en comparant la plage de cylindrées unitaires ([Vunit]) possibles avec la plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire (Max(Vunit)) et en conservant uniquement les valeurs de cylindrée unitaire (Vunit) comprises dans ladite plage de valeurs limites de la cylindrée unitaire ( M ax ( Vuni t) ;
- pour chacun des triplets ([n, Vuni t, Punit] ) obtenus, on détermine une plage possible pour le régime de rotation ([N] ) en faisant varier l’ excès d’ air de combustion (X) et le rendement thermodynamique (î]th) dans les plages de valeurs limites (Max(X), Max (î]th)) définies ;
- on combine la plage possible pour le régime de rotation ([N]) avec les valeurs limites (Max(VMP)) de la vitesse moyenne de piston (VMP) ainsi qu’ aux cylindrées unitaires possibles ([Vunit]) pour obtenir un ensemble possible de couples ([A/C] ) de rapport alésage sur la course du piston (34) ; et
- on compare l’ensemble possible des couples ([A/C] ) de rapport alésage sur la course du piston aux plages de valeurs limites (Max(A/C)) du rapport (A/C) alésage sur la course du piston pour ne retenir que les rapports ((A/C)) alésage sur la course du piston compris dans ces valeurs limites.
2. Procédé selon la revendication 1 , dans lequel le régime de é à partir de l’ équation suivante : Pspe =
Figure imgf000031_0001
- P spe , la puissance spécifique recherchée kW/1 ;
- r]voi, le rendement volumétrique ;
- Pstcb la masse volumique de l’ air dans des conditions standards égale à 1 , 18 kg/m3 ; et
- r]th, le rendement thermodynamique du moteur correspondant au ratio entre la puissance mécanique disponible sur l’ arbre moteur et la puissance calorifique dégagée par la combustion de dihydrogène injecté.
3. Procédé selon la revendication 2, dans lequel le rendement volumétrique (r]voi) est compris entre 1 et 1 ,25, de préférence égal à 1 ,2.
4. Procédé selon l’une quelconque des revendications précédentes, dans lequel on détermine l’ ensemble des configurations possibles du moteur en fonction du nombre (n) de cylindres déterminé.
5. Moteur ( 10, 10’ ) à quatre temps à dihydrogène comprenant au moins un cylindre ( 12) défini au moins par un ensemble de paramètres (PG) géométriques propres à un objectif de puissance cible du moteur (Pcibie), le cylindre ( 12) comprenant un alésage (A) à l’ intérieur duquel se déplace en translation un piston (34) selon une course (C) et le moteur comprenant un circuit de combustible comprenant au moins injecteur de combustible (30) configuré pour injecter du dihydrogène directement et/ou indirectement dans le cylindre ( 12) à partir d’un réservoir à dihydrogène, caractérisé en ce que l’ ensemble de paramètres (PG) géométriques comprend au moins un rapport (A/C) entre l’ alésage (A) du cylindre ( 12) et la course (C) du piston (34) compris entre 1 ,3 et 2, par exemple égal à 1 ,6, l’ ensemble de paramètres (PG) géométriques du cylindre ( 12) comprenant en outre le taux de compression (s) compris entre 13 et 17, de préférence égal à 15 et un nombre (n) de cylindres et en ce que le moteur est configuré pour fonctionner selon un ensemble de paramètres (PF) de fonctionnement comprenant, notamment, un excès d’ air de combustion (X) supérieur à 1 , de préférence compris entre 1 ,3 et 2, de préférence égal à 1 ,5 et un régime de rotation maximal (N) du moteur ( 10, 10 ’ ) .
6. Moteur ( 10, 10’ ) selon la revendication 5, comprenant une électronique de commande (UCE 50) comprenant un système de commande (60) configuré pour piloter les injecteurs (30) et faire varier la quantité de dihydrogène injecté par les injecteurs (30) afin de maintenir la valeur d’excès d’ air de combustion (X).
7. Moteur ( 10, 10’ ) selon la revendication 5 ou 6, dans lequel le moteur ( 10’ ) ne comprend pas de système de suralimentation.
8. Véhicule automobile comprenant un moteur ( 10, 10 ’ ) selon l’une quelconque des revendications 5 à 7.
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