suralimentation par compresseur...

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Suralimentation par compresseur volumétrique

par Bernard BESSONIngénieur de l’École Nationale Supérieure des Arts et Métierset de l’École Nationale Supérieure du Pétrole et des MoteursDirecteur Scientifique à la société Moteur Moderne

a suralimentation est un procédé qui consiste, par une compressionpréalable, à élever la masse volumique de l’air à l’admission des moteurs

alternatifs pour en augmenter la puissance spécifique (puissance par litre decylindrée moteur) et également les puissances volumique et massique (puissancepar dm3 ou kg de moteur).

Parmi les différents procédés existants, la suralimentation volumétrique estcaractérisée par l’utilisation d’une machine volumétrique (ou pompe à air)entraînée mécaniquement par le moteur, dont le débit-volume théoriqueaspiré est proportionnel au régime (débit-volume aspiré par tour constant).

1. Architecture et types de compresseurs ............................................ B 2 632 - 31.1 Architecture générale .................................................................................. — 31.2 Analyse critique de la suralimentation volumétrique .............................. — 3

1.2.1 Intérêts................................................................................................. — 31.2.2 Contraintes .......................................................................................... — 4

1.3 Principaux types de compresseurs volumétriques................................... — 4

2. Étude du compresseur volumétrique ................................................. — 52.1 Rappel : la compression isentropique ....................................................... — 52.2 Étude du fonctionnement théorique .......................................................... — 5

2.2.1 Compresseur idéal adapté ................................................................. — 52.2.2 Compresseur sans compression interne .......................................... — 72.2.3 Compresseur non adapté................................................................... — 72.2.4 Compresseur présentant un volume mort ....................................... — 9

2.3 Étude du fonctionnement réel .................................................................... — 102.3.1 Analyse des pertes ............................................................................. — 102.3.2 Paramètres caractéristiques .............................................................. — 102.3.3 Travail du compresseur...................................................................... — 11

3. Application à la suralimentation volumétrique des moteurs...... — 113.1 Étude de la compatibilité compresseur-moteur........................................ — 11

3.1.1 Relation de compatibilité ................................................................... — 123.1.2 Suralimentation sans refroidisseur d’air .......................................... — 123.1.3 Suralimentation avec refroidisseur d’air .......................................... — 12

3.2 Exemples d’adaptation réelle compresseur-moteur ................................ — 13

4. Aspects technologiques des compresseurs volumétriques ........ — 144.1 Compresseur à lobes................................................................................... — 144.2 Compresseur à vis ....................................................................................... — 154.3 Compresseur à palettes .............................................................................. — 154.4 Compresseur à spirale ................................................................................ — 164.5 Compresseur alternatif................................................................................ — 16

Références bibliographiques ......................................................................... — 17

L

Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.© Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique B 2 632 − 1

SURALIMENTATION PAR COMPRESSEUR VOLUMÉTRIQUE _____________________________________________________________________________________

Les premières tentatives de suralimentation volumétrique à l’aide decompresseurs alternatifs à pistons datent du début du XXe siècle. Aux environsde 1910, Marius Berliet effectue des essais de suralimentation à l’aide d’uncylindre de précompression. La suralimentation volumétrique connaît songrand développement entre les années 20 et 40 ; c’est l’ère du compresseur, lecompresseur alternatif à pistons étant alors remplacé par le compresseur àpistons rotatifs (type Roots) ou le compresseur à palettes (type Zoller).

La suralimentation volumétrique est appliquée à cette époque sur les moteursd’avion pour compenser la perte de puissance en altitude due à la diminutionde la pression atmosphérique, sur les voitures de course et les voitures detourisme de prestige pour en augmenter les performances, et sur les moteursdeux temps pour réaliser le balayage. La suralimentation par compresseurentraîné fut appliquée, pour la première fois à l’automobile, dans le domainede la compétition par la société Fiat. Par la suite, tous les constructeurs de voituresde sport et de course d’avant-guerre l’ont adoptée : Alfa-Romeo, Auto-Union,Bentley, Bugatti, Delage, Maserati, Mercedes-Benz, etc. Après la Seconde Guerremondiale, la suralimentation volumétrique est utilisée quelque temps sur les grosmoteurs diesels, puis disparaît progressivement, remplacée par la turbo-suralimentation, sauf sur les moteurs deux temps. Dans le domaine de l’auto-mobile, la suralimentation, quelle qu’elle soit, disparaît rapidement du fait derèglements sportifs défavorables.

Ces dix dernières années ont vu le renouveau de la suralimentation à traversle développement de turbocompresseurs adaptés aux cylindrées automobiles.Cependant, les avantages spécifiques de la suralimentation volumétrique et ledéveloppement de compresseurs performants et adaptés sont à l’origine denombreux travaux actuellement menés par les constructeurs dans ce domaine.La voiture Lancia Trévi-Volumex est actuellement équipée d’un moteursuralimenté par un compresseur à pistons rotatifs type Roots et la VolkswagenPolo G-40 utilise un nouveau principe, le compresseur à spirale.

Notations et Symboles

Symbole Unité Définition

H J enthalpieT K température thermodynamiqueV m3 volume

Vc , Vm m3 cylindrée du compresseur, du moteurW J travail, énergie

cp , cV J/(kg · K) capacités thermiques massiquesà pression, à volume constants

et nombre efficacité thermique du refroidisseurk nombre rapport d’entraînement

du compresseurkb , kr nombre coefficient de balayage,

de remplissage moteurm kg masseqm kg/s débit-masse

nc , nm tr/s régime de rotation compresseur, moteur

p Pa pression absoluepm Pa pression moyenner J/(kg · K) constante des gaz parfaits :

r = 287 J/(kg · K)rp nombre rapport de pressions absoluesv m3/kg volume massiqueγ nombre coefficient adiabatique

de compression (γ = 1,4 pour l’air)η nombre rendement

λ nombre cylindrée apparente compresseur/cylindrée moteur

ρ kg/m3 masse volumiqueθ oC température Celsius

Liste des Indices

1 début de compression2,2’ fin de compression3 fin de refoulement4 ou 0 début d’aspirationo ambiantea aspiration compresseurr refoulement compresseuri admission moteure échappement moteurad adiabatiqueth théoriquetr transvasementv volumétrique

Notations et Symboles

Symbole Unité Définition

Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.B 2 632 − 2 © Techniques de l’Ingénieur, traité Génie mécanique

_____________________________________________________________________________________ SURALIMENTATION PAR COMPRESSEUR VOLUMÉTRIQUE

1. Architecture et typesde compresseurs

1.1 Architecture générale

Le compresseur volumétrique est disposé sur le circuit d’alimen-tation en air du moteur entre le filtre en amont et la tubulure d’admis-sion en aval (figure 1). L’alimentation en carburant peut, dans le casd’un moteur à allumage commandé à carburation préalable, êtreplacée avant (figure 1a ) ou après (figure 1b ) le compresseur volu-métrique.

Dans le premier cas, le carburateur aspiré ne se distingue pas d’uncarburateur classique de moteur atmosphérique, mais le compres-seur véhicule le mélange air-carburant et sa conception ainsi quecelle de l’ensemble du circuit d’admission doivent prendre encompte les risques de condensation et de ruissellement de l’essence.

Dans le deuxième cas, le carburateur est dit soufflé. Le compres-seur ne véhicule alors que de l’air, mais le carburateur doit êtreétanche puisque situé dans la zone sous pression du circuitd’admission et être équipé d’un dispositif de réglage de la richesseen fonction de la pression de suralimentation.

Dans le cas des moteurs à injection, l’introduction du carburantse fait toujours en aval du compresseur, dans la pipe d’admissionpour les moteurs à allumage commandé, dans le cylindre pour lesmoteurs diesels.

Le compresseur est entraîné mécaniquement à partir du vile-brequin par engrenage ou plus généralement par courroie. Laliaison peut être :

— permanente ou temporaire par utilisation d’un embrayageélectromagnétique sur une des poulies ;

— à rapport constant ou variable par utilisation de poulies àécartement réglable.

Enfin, si la pression de suralimentation est importante, ce quientraîne une température d’air élevée en sortie compresseur, il estavantageux de disposer d’un échangeur ou refroidisseur d’air desuralimentation (RAS) entre le refoulement du compresseur etl’admission du moteur.

1.2 Analyse critique de la suralimentation volumétrique

1.2.1 Intérêts

■ Le compresseur volumétrique entraîné mécaniquement par lemoteur délivre un débit d’air proportionnel au régime et très peuvariable en fonction de la pression de refoulement. La suralimenta-tion est donc effective à tous les régimes moteurs, y compris aux basrégimes.

■ Pour les mêmes raisons, il n’y a pas de temps de réponse enaccélération contrairement à la suralimentation par turbocompres-seur dans laquelle le travail de compression et l’énergie d’accéléra-tion du compresseur sont fournis par l’enthalpie des gazd’échappement entraînant la turbine (figure 2).

■ Contrairement aux machines cinétiques, les machines volu-métriques présentent des performances peu sensibles à l’effetd’échelle. La suralimentation volumétrique est donc applicablemême sur des moteurs de faible cylindrée qui ne nécessitent que desdébits d’air réduits.

■ Un même compresseur volumétrique peut être utilisé sur unelarge plage de cylindrée moteur par adaptation du rapportd’entraînement compresseur/moteur : le compresseur est entraîné àplus grande vitesse sur un gros moteur que sur un petit.

■ Enfin, la suralimentation volumétrique ne crée aucune contrepres-sion à l’échappement du moteur contrairement à la turbo-suralimentation ou à la suralimentation par ondes de pression(procédé Comprex), ce qui est favorable au plan rendement moteur.

Figure 1 – Organisation générale Figure 2 – Comparaison de la montée en coupledu moteur en accélération [12]



1.2.2 Contraintes

■ La contrainte majeure de la suralimentation volumétrique est dueà l’entraînement mécanique du compresseur qui limite lespossibilités de mise en place sous capot. Par contre, contrairementaux procédés concurrents (turbosuralimentation ou Comprex), lecompresseur ne nécessite pas d’être relié au circuit d’échappementdu moteur, ce qui simplifie les tubulures.

■ Bien que de gros progrès aient été réalisés, la suralimentationvolumétrique est généralement plus encombrante et plus lourde quela turbosuralimentation : le rapport débit-encombrement est plusfaible avec les machines volumétriques qu’avec les machines centri-fuges ; le système d’entraînement mécanique est pénalisant envolume et en poids.

1.3 Principaux types de compresseurs volumétriques

Les compresseurs volumétriques existent sous de nombreusesformes (figure 3) : alternatifs ou rotatifs, avec ou sans compressioninterne.

Les compresseurs alternatifs ne sont plus employés sous formede compresseurs entraînés. Le principe est cependant encore utilisédans les moteurs à compression par le carter : balayage des moteursdeux temps, suralimentation intégrée des moteurs quatre temps àcarter cloisonné.

Les compresseurs rotatifs, largement utilisés autrefois, font unenouvelle apparition grâce à des développements technologiques età la mise au point de nouveaux principes. Parmi ceux-ci, ondistingue :

— les compresseurs à lobes (ou pistons rotatifs), dérivés ducompresseur Roots, qui sont des machines de transvasement sanscompression interne ;

— les compresseurs à vis du type Lysholm, qui réalisent unecompression interne ;

— les compresseurs à palettes, dérivés du compresseur Zoller,qui peuvent être réalisés sans ou avec compression interne ;

— enfin, d’autres principes comme le compresseur à spirale déve-loppé dans les années 80 par la société Volkswagen.

Figure 3 – Divers types de compresseurs volumétriques



2. Étude du compresseur volumétrique

2.1 Rappel : la compression isentropique

La compression théorique appliquée à l’air lors de son passagedans un compresseur volumétrique est représentée par unecompression isentropique, c’est-à-dire une compression adiabatiqueréversible :

— adiabatique car il n’y a pas d’échange de chaleur entre l’air àl’intérieur du compresseur et le milieu ambiant ;

— et réversible car il n’y a pas de pertes internes par frottement.

Cette compression obéit à la loi de Laplace (ou de Poisson) :

p v γ = Cte (1)

avec p pression (absolue),

v volume massique (volume occupé par l’unité de massed’air),

γ coefficient adiabatique de compression (γ = 1,4 pour l’airdans les conditions de température et de pression defonctionnement des compresseurs volumétriques).

Si (p1 , v1) et (p2 , v2) représentent respectivement la pression etle volume massique de l’air en début et en fin de compression(figure 4), la relation (1) permet d’écrire :

(2)

Dans le diagramme de Clapeyron (pression-volume massique),la compression isentropique est représentée par la courbe reliantles points 1 et 2 et satisfaisant en tout point à la relation (2) où pet v représentent respectivement la pression et le volumemassique de l’air en un point quelconque de la courbe.

Dans les conditions habituelles de température et de pression,l’air peut être considéré comme un gaz parfait. Il obéit donc à la loide Mariotte :

p v = r T (3)

avec T température thermodynamique,

r constante des gaz parfaits.

L’application des relations (1) et (3) au début et à la fin de lacompression isentropique permet d’écrire les relations :

(4)

(5)

avec ρ = 1/v masse volumique,

(6)

2.2 Étude du fonctionnement théorique

Le fonctionnement théorique correspond au fonctionnementsans pertes du compresseur volumétrique.

2.2.1 Compresseur idéal adapté

Le compresseur idéal est un compresseur sans volume mort quiréalise une compression interne isentropique. À titre d’exemple,c’est le cas des compresseurs à vis, à palettes avec compressioninterne, ou des compresseurs alternatifs à volume mort négligeabledevant la cylindrée.

Le compresseur est dit adapté lorsque la pression obtenue en finde compression à l’intérieur de la machine est égale à la pressionrégnant dans la tubulure de refoulement. Un compresseur alternatifà distribution par clapets automatiques est toujours adapté.

■ Cycle théorique

Le cycle représentant, dans le diagramme de Clapeyron, lefonctionnement théorique du compresseur idéal adapté comprendles phases suivantes (figure 5a ) :

— phase 0 1 : aspiration d’une masse m d’air à la pressionconstante p1 dans le volume V1 représentant la cylindrée par tourdu compresseur ;

— phase 1 2 : compression isentropique de la masse m de lapression p1 à la pression p2 ;

— phase 2 3 : refoulement de la masse m d’air à la pressionconstante, p2 .

■ Rapport interne de compression

Dans le cas des machines à compression interne à distributionimposée (compresseurs à vis ou à palettes), le rapport théoriqueinterne de compression est défini à partir de la variation de volumeque subit la masse m d’air à l’intérieur du compresseur. C’est unedonnée constructive de la machine. Dans le cas du compresseuradapté, le rapport interne de compression est égal au rapport depression entre le refoulement et l’aspiration :

(7)

avec V1 volume occupé par la masse m d’air dans le compresseurà la fin de l’aspiration,

V2 volume occupé par la masse m d’air dans le compresseurau début du refoulement,

p1 pression de l’air à l’aspiration,

p2 pression de l’air au refoulement.

À titre d’exemple, ces grandeurs sont représentées sur la figure 6dans le cas d’un compresseur à palettes à compression interne.

■ Travail adiabatique du compresseur

Du point de vue de la thermodynamique, le compresseur volu-métrique correspond à une machine à échange continuel de fluideavec l’extérieur fonctionnant suivant un régime périodique. LePremier Principe de la thermodynamique appliqué à un système àflux continu est applicable au compresseur en considérant unepériode de fonctionnement, le régime pouvant alors être assimilé

p v γ p1 v 1γ p2 v 2

γ= =

v2

v1------- � p2

p1--------�

1γ-----–

=

ρ2

ρ1------- � p2

p1--------�

1γ-----

=

T2

T1-------- � p2

p1--------�

γ 1–γ

--------------=

Figure 4 – Compression isentropique (diagramme de Clapeyron)

rp th � V

1

V 2

-------- �

γ

p 2 � p 1 = =


à un régime permanent. Le travail adiabatique, c’est-à-dire le travailutile dépensé dans le compresseur par cycle pour comprimer ettransvaser l’air de la pression
p

1

à la pression

p

2

, s’exprime alorssous la forme :

(8)

avec

V

volume occupé à la pression

p

par la masse

m

d’aircomprimé par cycle.

Sur le diagramme de Clapeyron (figure

5

a

), le travail adiabatiqueest représenté par l’aire de la surface (0 1 2 3) représentant le cycle.

La compression de 1 à 2 obéissant à la loi de Laplace, le volume

V

s’exprime sous la forme :

V

=

V1 (p1 /p)1/γ (9)

avec V1 volume d’air aspiré à la pression p1 et correspondant à lacylindrée par cycle du compresseur.

En reportant l’expression de V dans la relation (8) définissant letravail adiabatique et en intégrant, on obtient :

(10)

qui est l’expression du travail adiabatique du compresseur idéaladapté. Comme dans ces conditions, rp th = p2 /p1 , l’expression (10)peut s’écrire également sous la forme :

(11)

■ Autres expressions du travail adiabatique

L’air pouvant être considéré comme un gaz parfait, la loi deMariotte s’écrit, pour la masse m :

p V = m r T

soit p1 V1 = m r T1

La formule de Mayer cp – cV = r et la définition du coefficientadiabatique de compression γ = cp /cV permettent d’écrire le travailadiabatique sous la forme :

(12)

En utilisant simultanément la loi de Laplace et la loi de Mariotte,on peut également exprimer le travail adiabatique sous lesformes :

(13)

Wad = m cp (T2 – T1) (14)

■ Variation d’enthalpie

La fonction d’état enthalpie H s’exprime sous la forme :

H = m cp T

L’expression (14) montre que le travail adiabatique est égal à lavariation d’enthalpie de la masse m de gaz entre l’aspiration et lerefoulement du compresseur :

∆ Had = m cp (T2 – T1) = Wad (15)

■ Rapport de température, rapport de masse volumique

Le compresseur idéal adapté conserve les rapports de tempéra-tures et de masses volumiques définis par la compression isentro-pique, soit :

(16)

(17)

Le tableau 1 donne les valeurs numériques des grandeurscaractéristiques de fonctionnement du compresseur idéal adapté(conditions ISO à l’aspiration). (1)

Figure 5 – Cycles théoriques (diagramme de Clapeyron)

Figure 6 – Compression interne

Wad �p1

p2

V dp=

Remarque : d’une façon générale, l’expression du PremierPrincipe de la thermodynamique pour une machine à flux continuou discontinu et périodique de fluide est W + Q = ∆H, soit dans lecas d’une transformation adiabatique, Q = 0, réversible ou non :Wad = ∆Had .

Wadγ

γ 1–-------------- p1 V1 �� p2

p1--------�

γ 1–γ

--------------1– �=

Wadγ

γ 1–--------------- p1 V1 �rp th

γ

1

–

γ

--------------

1 � –=

Wad m cpT1 �� p2

p1--------�

γ 1–γ

--------------1– �=

Wadγ

γ 1–------------ p2V2 p1V1–( )=

T2

T1-------- � p2

p1--------�

γ 1–γ

--------------rp th

γ

1

–

γ

--------------

= =

ρ2

ρ1------- � p2

p1--------�

1γ-----

rp th

1

γ

-----

= =



2.2.2 Compresseur sans compression interne

De nombreux compresseurs volumétriques sont simplement des

machines de transvasement sans variation interne du volume d’air

.À titre d’exemple, c’est le cas des compresseurs à lobes type Rootset des pompes à air à palettes (sans compression interne). Lacompression de l’air est le résultat d’une différence de débit-volumeentre l’aspiration et le refoulement du compresseur. Le débit-volumeà l’aspiration est imposé par la cylindrée du compresseur et sonrégime de rotation ; le débit-volume au refoulement est défini parl’utilisation en aval du compresseur (§ 3.1). La compression de l’airest obtenue par une compression isochore au refoulement.

■

Cycle théorique

Le cycle théorique représentant, dans le diagramme de Clapeyron,le fonctionnement de ce type de compresseur comprend les phasessuivantes (figure

5

b

) :— phase 0 1 : aspiration d’une masse

m

d’air à la pressionconstante

p

1

dans le volume

V

1

représentant la cylindrée géomé-trique par tour du compresseur ;

— phase 1 2 : compression isochore de la masse

m

de l’air de lapression

p

1

à la pression

p

2

dans le volume

V

1

par introductiond’une masse

m

’ d’air du refoulement dans le compresseur ;— phase 2 3 : refoulement de la masse

m

+

m

’ d’air à la pres-sion constante

p

2

.

■

Travail de transvasement

Le travail théorique consommé par le compresseur est égal autravail de transvasement de la masse

m

d’air de la pression

p

1

à lapression

p

2

. Il s’exprime par la relation :

W

tr

= (

p

2

–

p

1

)

V

1

(18)

soit :

(19)

Le travail de transvasement est représenté sur le diagramme deClapeyron (figure

5

b

) par l’aire de la surface (0 1 2 3) représentantle cycle, comme dans le cas du travail adiabatique.

■

Autres expressions du travail de transvasement

En utilisant la loi de Mariotte, la relation de Mayer et la définitiondu coefficient adiabatique de compression, le travail de transvase-ment peut s’écrire sous les formes suivantes :

(20)

(21)

De même, l’application du Premier Principe de la thermodyna-mique à la compression isochore, sans échange de chaleur avecl’extérieur (

Q = 0) permet d’écrire :

∆H tr = m cp (T2 – T1) = Wtr (22)

■ Rapport de température, rapport de masse volumique

La comparaison des relations (21) et (22) permet d’écrire :

(23)

(24)

La loi de Mariotte exprimée sous la forme permetd’écrire :

(25)

■ Comparaison avec le compresseur idéal adapté

La comparaison des cycles de fonctionnement du compresseuridéal adapté (figure 5a ) et du compresseur sans compressioninterne (figure 5b ) montre que, pour le même rapport de pressionp2/p1 et pour la même cylindrée (même masse d’air comprimée partour), ce dernier nécessite un travail plus important. On définithabituellement le rendement adiabatique théorique du compresseursans compression interne sous la forme :

(26)

avec Wad travail adiabatique du compresseur idéaladapté,

Wtr travail de transvasement,

∆ Had (= Wad) variation d’enthalpie de l’air dans le compres-seur idéal adapté,

∆ Htr (= Wtr) variation d’enthalpie de l’air dans le compres-seur sans compression interne.

En remplaçant par les expressions (10) et (19) ou (15) et (22), onobtient :

(27)

avec T2 ad température en fin de compression adiabatique,

T2 tr température en fin de transvasement.

Le tableau 2 donne les valeurs numériques caractéristiques defonctionnement du compresseur sans compression interne (condi-tions ISO à l’aspiration), ainsi que le rendement adiabatique théo-rique correspondant. On constate que, au-delà d’un rapport depression de 1,5, l’absence de compression interne devientpénalisante. (0)

2.2.3 Compresseur non adapté

Un compresseur présentant une compression interne est nonadapté si la pression p2’ obtenue en fin de compression est différentede la pression p2 régnant au refoulement.

Tableau 1 – Compresseur idéal adapté :grandeurs caractéristiques (1)

p2 Wad

(bar) (oC) (kg/m3) (kJ)

1,25 1,238 1,066 44,6 1,173 1,357 22,81,5 1,485 1,123 61,6 1,336 1,546 42,61,75 1,733 1,173 76,7 1,491 1,726 60,12 1,980 1,219 90,3 1,641 1,898 75,9

(1) Conditions ISO à l’aspiration : p1 = 0,99 bar = 0,99 × 105 Pa

θ1 = 25 oC (298 K)

ρ1 = 1,157 kg/m3

Cylindrée compresseur : V1 = 1 m3/cycle.

p2

p1

--------T2

T1

-------- �2

� 2

�1

-------- � 2

Wtr p1 V1 � p2

p1-------- 1– �=

Wtr m r T1 �p2

p1-------- 1– �=

Wtrγ 1–

γ--------------m cp T1 �

p2

p1-------- 1– �=

T2

T1-------- 1

γ 1–γ

-------------- � p2

p1-------- 1– �+=

T2

T1--------

1γ----- γ 1–( )

p2

p1-------- 1+=

p1

ρ1T1--------------

p2

ρ2T2--------------=

ρ2

ρ1-------

γp2

p1--------

γ 1–( )p2

p1-------- 1+

--------------------------------------=

ηad th W

ad

W tr

------------- ∆

H

ad

∆ H tr

----------------= =

ηad th γ

γ 1 –------------- �

p

2

p

1

--------

�

γ

1

–

γ

--------------

1

–

p 2

p

1

--------

1

–

------------------------------------ T

2 ad T 1 –

T

2 tr T 1 –---------------------------

T

2 ad T

1

--------------- 1 –

T

2 tr T

1

------------ 1 –

--------------------------= = =



Si p2’ < p2 , le compresseur est sous-adapté et le complément decompression est obtenu par une compression isochore au refoule-ment. Le compresseur sans compression interne constitue la limitede la sous-adaptation.

Si p 2 ’ > p 2 , le compresseur est sur-adapté et l’excès decompression est dissipé par une détente isochore au refoulement.

Le cycle de fonctionnement est représenté dans les deux cas surla figure 7. Le travail du compresseur est donné par l’aire du cycle(0 1 2’ 2 3) ; le supplément de travail par rapport au compresseuradapté est représenté par l’aire hachurée.

■ Travail du compresseur

Le travail du compresseur s’exprime dans les deux cas par larelation :

(28)

dans laquelle le premier terme correspond au travail de compressioninterne isentropique de la pression p1 à la pression p2’ (rp = p2’/p1est le rapport de compression interne du compresseur, donnée deconstruction) et le deuxième terme au travail de transvasement entreles pressions p2’ et p2 . Ce deuxième terme est positif dans le casd’un compresseur sous-adapté (p2’ < p2) et négatif dans le cas d’uncas d’un compresseur sur-adapté (p2’ > p2).

En exprimant V2’ , en fonction de V1 par la relation (9) de lacompression isentropique : V2 ’ = V1 (p 2 ’ /p1)–1 /γ, on obtient larelation :

(29)

ou en posant rp = p2’/p1 rapport interne de compression :

(30)

On notera que si p2’/p1 = p2/p1 , cas du compresseur idéaladapté, on retrouve la relation (10) donnant le travail adiabatiquedu compresseur et que si p2’/p1 = 1, cas du compresseur sanscompression interne, on retrouve la relation (19) donnant le travailde transvasement.

■ Rendement adiabatique du compresseur

Comme dans le cas du compresseur sans compression interne,on peut définir un rendement adiabatique théorique sous la forme :

(31)

avec Wad travail adiabatique du compresseur idéal adapté donnépar la relation (10),

Wth travail théorique du compresseur non adapté donnépar la relation (29),

soit :

(32)

On vérifie que, si p2’/p1 = p2 /p1 , cas du compresseur idéal adapté,on trouve bien que ηad th = 1 et que, si p2’/p1 = 1, cas du compresseursans compression interne, on retrouve la relation (27).

Le tableau 3 donne, à titre d’exemple, le travail du compresseuret le rendement adiabatique théorique d’un compresseur non adaptéen fonction du rapport de compression interne p2’/p1 et du rapportde pression imposé entre le refoulement et l’aspiration p2 /p1 . Lesvaleurs obtenues avec p2’ /p1 = 1 correspondent au compresseursans compression interne et lorsque p2’/p1 = p2 /p1 le compresseurest adapté.

La figure 8 représente l’évolution du rendement adiabatiquethéorique en fonction du rapport de compression interne ducompresseur. Il apparaît nettement sur ce graphique qu’une sousou sur-adaptation modérée n’entraîne pas de baisse importante durendement adiabatique théorique.

Tableau 2 – Compresseur sans compression interne :

grandeurs caractéristiques (1)

p2 Wtr

(bar) (oC) (kg/m3) (kJ)

1,25 1,238 1,071 46,3 1,167 1,350 24,8 0,922

1,5 1,485 1,143 67,6 1,313 1,519 49,5 0,860

1,75 1,733 1,214 88,9 1,441 1,667 74,3 0,8092 1,980 1,286 110,1 1,556 1,800 99,0 0,767

(1) Conditions ISO à l’aspiration : p1 = 0,99 bar = 0,99 × 105 Pa

θ1 = 25 oC (298 K)

ρ1 = 1,157 kg/m3

Cylindrée compresseur : V1 = 1 m3/cycle.

p2

p1

--------T2

T1

-------- �2

�2

�1

------- �2 �ad th

Wthγ

γ 1–------------- p1 V1 ��

p2 ′p1--------�

γ 1–γ

--------------1– � p2 p2 ′–( ) V2 ′+=

W th p 1 V 1 � γ

γ 1 –------------- ��

p

2

′ p

1 --------- �

γ

1

–

γ

--------------

1 – � � p

2

p 1

-------- p

2

′

p 1

--------– � � p

2

′

p 1

-------- �

1

γ

-----–

+ =

Wth p1 V1 � γγ 1–-------------- �rp

γ 1–γ

--------------

1�– � p2

p1-------- rp– �+ rp

1–γ

-------

�=

ηad th W

ad

W th

-------------=

ηad th

γγ

1

–

--------------

��

p

2

p

1

--------

�

γ

1

–

γ

--------------

1

–

�

γ

γ

1

–-------------

��

p

2

′

p

1

---------

�

γ 1 –

γ

--------------

1

–

� �

p

2

p

1

--------

p

2

′

p

1

---------–

� �

p

2

′

p

1

--------

�

1 γ

-----–

+

-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------=

Figure 7 – Cycles théoriques de compresseurs non adaptés (diagramme de Clapeyron)



(0)

■

Rapport de température, rapport de masse volumique

L’application du Premier Principe de la thermodynamique per-met toujours d’écrire pour une transformation adiabatique :

(33)

Les relations (33) et (29) permettent de déterminer le rapport detempérature entre l’aspiration et le refoulement du compresseur etpar application de la loi de Mariotte, le rapport de masse volumique :

(34)

(35)

2.2.4 Compresseur présentant un volume mort

Ce cas se rencontre avec certains compresseurs alternatifs enparticulier dans l’utilisation du carter moteur comme compresseur.Le cycle théorique d’un compresseur de ce type, avec distributionautomatique par clapets (compresseur adapté) est représenté surla figure

9

.

En fin de refoulement (point 3), le volume résiduel

v

o

(volumemort) est à la pression de refoulement

p

2

. Une partie de la coursed’aspiration est alors utilisée pour réaliser la détente isentropiquede ce volume de la pression

p

2

à la pression d’aspiration

p

1

. Onpeut définir pour ce type de compresseur un rendementvolumétrique théorique sous la forme :

(36)

avec

V

1

,

V

3

et

V

4

volumes respectivement aux points 1, 3 et 4 ducycle.

En appliquant la loi de Laplace (7) à la détente isentropique 3-4,on obtient :

V

4

=

V

3

(

p

2

/

p

1

)

1/

γ

En posant :•

V

c

cylindrée géométrique du compresseur,

V

c

=

V

1

–

V

3

•

v

o

volume mort du compresseur,

v

o

=

V

3

Tableau 3 – Valeurs caractéristiques du travail et du rendement adiabatique théoriquepour différents rapports internes de compression p2’/p1 et différents rapports de pression

aspiration-refoulement p2/p1 (conditions ISO à l’aspiration)

1,25 1,5 1,75 2

Wth Wth Wth Wth

(kJ) (kJ) (kJ) (kJ)

1 24,8 0,922 49,5 0,860 74,3 0,809 99,0 0,7671,25 22,8 1,000 43,9 0,969 65,0 0,924 86,1 0,8811,50 24,0 0,949 42,6 1,000 61,1 0,983 79,6 0,9531,75 26,9 0,848 43,5 0,979 60,1 1,000 76,7 0,9902 30,6 0,745 45,7 0,931 60,8 0,988 75,9 1,000

p2 ′p1

---------

p2

p1

--------

�ad th �ad th �ad th �ad th

∆Hth mcpT1 � T2

T1-------- 1�– Wth= =

T2

T1-------- 1

γ 1–γ

------------- �p2�p1

p2 ′�p1----------------- 1– �+ �

p2 ′p1--------�

γ 1–γ

--------------⋅=

ρ2

ρ1-------

p2�p1

1γ 1–

γ------------- �

p2�p1

p2 ′�p1----------------- 1– �+ �

p2 ′p1--------�

γ 1–γ

--------------⋅

---------------------------------------------------------------------------------------------=

ηv th V

1

V

4

–

V 1

V 3

–--------------------=

Figure 8 – Évolution du rendement adiabatique théoriqueen fonction du rapport interne de compression

p

2’

/

p

1

pour différents rapports de pression aspiration-refoulement imposés

p

2

/

p

1

Figure 9 – Cycle théorique d’un compresseur avec volume mort (diagramme de Clapeyron)



l’expression (36) s’écrit sous la forme :

(37)

En définissant le rapport volumétrique de compression

ε

du

compresseur sous la forme habituelle , on obtient

l’expression du rendement volumétrique théorique d’uncompresseur avec volume mort sous la forme :

(38)

2.3 Étude du fonctionnement réel

2.3.1 Analyse des pertes

L’étude du fonctionnement réel du compresseur volumétriquefait apparaître des pertes de différentes natures.

■

L’écoulement de l’air à travers le compresseur entraîne des

pertesde charges

(pertes de pression)

au niveau des orifices d’aspiration etde refoulement

(figure

10

). Ces pertes, d’origine aérodynamique,sont fonction de la forme et de la section des orifices et de la vitessed’écoulement de l’air. Elles augmentent avec le régime de rotation ducompresseur.

■

La différence de pression entre l’entrée et la sortie du compresseurentraîne des

fuites internes d’air du refoulement

(haute pression)

vers l’aspiration

(basse pression) du fait des défauts d’étanchéitéentre le rotor et le stator. Ce débit d’air recirculé est fonction du typede compresseur (technologie), des caractéristiques géométriques(dimensions, jeux) et du rapport de pression (

p

2

/

p

1

) ; il est pratique-ment indépendant de la vitesse de rotation et donc du débit théo-rique. L’influence relative des fuites internes sur le débit réel est doncplus importante à bas régime qu’à régime élevé.

■

Comme toute machine, le compresseur volumétrique présentedes pertes mécaniques qui peuvent être dissociées en pertes interneset externes.

Les

pertes mécaniques internes

sont dues aux frottements entrele rotor et le stator. Elles varient en sens inverse du débit de fuitesinternes : un compresseur très étanche (le compresseur à palettespar exemple) a peu de fuites internes mais des pertes mécaniquesélevées et, inversement, un compresseur peu étanche (le compres-seur à lobes par exemple) à des fuites internes importantes maisde faibles pertes mécaniques. Le travail correspondant aux pertesmécaniques internes est transformé en chaleur, ce qui augmente latempérature réelle de fin de compression par rapport à la valeurthéorique.

Les

pertes mécaniques externes

apparaissent à l’entraînement ducompresseur, aux paliers du rotor et, dans le cas du compresseurà rotors conjugués, au système de synchronisation.

■

Enfin, du point de vue thermodynamique, la compression n’estpas isentropique du fait des frottements internes du fluide dans lamachine (irréversibilité de la compression) et des échanges dechaleur entre l’air et les parois internes du compresseur.

2.3.2 Paramètres caractéristiques

Le fonctionnement d’un compresseur volumétrique réel estqualifié, par rapport au fonctionnement du compresseur idéal adaptéà compression interne isentropique, par un ensemble de paramètrescaractéristiques ou rendements.

■

Rendement volumétrique

Le rendement volumétrique est défini par le rapport entre la massed’air effectivement aspirée par le compresseur à chaque cycle et lamasse d’air qui occuperait la cylindrée par cycle du compresseurdans les conditions de pression et de température à l’aspiration :

(39)

Le rendement volumétrique représente l’efficacité en remplissagedu compresseur

. Il inclut le rendement volumétrique théorique

η

v th

dans le cas d’un compresseur présentant un volume mort (§ 2.2.4)et rend compte :

— des pertes de charge à l’aspiration du compresseur : la pressionen fin d’aspiration dans le compresseur

p

1

est inférieure à la pression

p

a

régnant à l’aspiration ;— des fuites internes (défauts d’étanchéité) entre le rotor et le

stator : une partie de la cylindrée du compresseur est occupée parde l’air provenant du refoulement.

■

Rendement adiabatique du compresseur

Par définition, le rendement adiabatique du compresseur est le

rapport entre la variation d’enthalpie de la masse m d’air compriméeisentropiquement de la pression

p

a

à la pression

p

r

et la variation

réelle d’enthalpie de la masse

m

d’air traversant le compresseur :

(40)

avec

∆

H

ad

énergie théoriquement nécessaire à la compres-sion et au transfert isentropiques de la masse

m


p

a

à la pression

p

r

,

∆

H

réelle

énergie effectivement reçue par la masse

m

d’air.

ηv th

V

c

v

o

v

o

�

p

2

p

1

--------

�

1

�

γ

–+

V c

--------------------------------------------------------=

ηv th 1 � p

2

p 1

-------- �

1

�

γ

1 –– v

o

V c

--------=

εVc vo+

vo---------------------=

ηv th 1 �

p

2

p

1

--------

�

1

�

γ

1

–

ε 1 –---------------------------------–=

Figure 10 – Pertes de charge du compresseur

�v

ηvm

ρaVc--------------=

�ad

ηad∆ Had

∆ Hréelle-----------------------=



Avec

(41)

∆

H

réelle

=

m c

p

(

T

r

–

T

a

) =

m c

p

T

a

(

T

r

/

T

a

– 1)

(42)

le rendement adiabatique du compresseur s’exprime sous laforme :

(43)

avec

T

a

température à l’aspiration du compresseur,

T

r ad

température qu’aurait l’air au refoulement si lacompression était isentropique,

T

r

température réelle au refoulement du compresseur.

Le rendement adiabatique du compresseur représente la qualité

de fonctionnement du compresseur . Il inclut le rendement adiaba-tique théorique

η

ad th

dû à la forme du cycle réel par rapport au cyclethéorique du compresseur idéal adapté (transvasement, sous ousuradaptation § 2.2.2 et 2.2.3) et rend compte :

— des irréversibilités internes pendant la compression et le trans-fert de la masse

m

d’air ;— des échanges de chaleur entre le gaz et les parois internes du

compresseur.

■

Rendement mécanique

Le rendement mécanique du compresseur est égal au rapportentre le travail réel de compression de la masse

m

d’air et le travailmécanique consommé par le compresseur sur son arbred’entraînement :

(44)

2.3.3 Travail du compresseur

Le Premier Principe de la thermodynamique appliqué aucompresseur permet d’écrire :

∆

H

réelle

=

W

réel

+

Q

Si l’on admet que le fonctionnement du compresseur est globale-ment adiabatique, ce qui est pratiquement vérifié (au rayonnementdu carter près) :

Q

= 0 et on a alors :

∆

H

réelle

=

W

réel

Le travail consommé par le compresseur

W

c

pour comprimer lamasse

m


p

a

à la pression

p

r

s’exprime par larelation :

(45)

Avec

et

la relation (45) s’écrit :

(46)

3. Applicationà la suralimentation volumétrique des moteurs

Nota :

le lecteur se reportera utilement, dans ce traité, à l’article

Application de la sur-alimentation aux moteurs

[B 2 630].

3.1 Étude de la compatibilité compresseur-moteur

La suralimentation volumétrique d’un moteur alternatifcorrespond à l’association en série de deux machines dont le débit-volume est proportionnel au régime de rotation (machines volumé-triques) et dont les régimes sont proportionnels entre eux (liaisonmécanique) (figure

11

).

∆ Had m cp Tr ad T a – ( ) m c p T a �� p

r

p a

-------- �

γ

1

–

γ

--------------

1 – � = =

ηadTr ad T a –

T

r

T

a

–

--------------------------- �

p

r

p a -------- �

γ

1

–

γ

--------------

1

–

T

r

T

a

--------

1

–

------------------------------------= =

�m

ηmWréel

Wc----------------=

WcWréel

ηm----------------

∆ Had

ηad ηm⋅-----------------------= =

∆ Had m cpTa ��pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1– �=

m ηv ρaVc ηvpa

r Ta------------ Vc= =

Wcηv

ηad ηm--------------------

γγ 1–-------------- paVc ��

pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1– �=

Figure 11 – Circuit de suralimentation volumétrique



3.1.1 Relation de compatibilité

Elle est définie par l’égalité des débits-masses des deux machines.Il est intéressant d’exprimer cette relation par cycle moteur (2 tourspour un moteur 4 temps, 1 tour pour un moteur 2 temps) en défi-nissant la cylindrée équivalente du compresseur par cyclemoteur sous la forme :

(47)

avec

a

= 1 pour un moteur 2 temps, 2 pour un moteur 4 temps,

k

rapport d’entraînement du compresseur,

k

=

n

c

/

n

m

(

n

c

régime compresseur et

n

m

régime moteur),

V

c

cylindrée par tour du compresseur.

■

Débit-masse réel moteur par cycle :

q

m

=

k

b

ρ

i

V

m

(48)

avec

k

b

coefficient de balayage, rapport entre la masse d’airadmise par cycle et la masse d’air qui occuperait lacylindrée du moteur dans les conditions d’admission,

ρ

i

masse volumique de l’air à l’admission,

V

m

cylindrée totale du moteur.

■ Débit-masse réel compresseur par cycle moteur :

(49)

avec ηv rendement volumétrique du compresseur,

ρa masse volumique de l’air à l’aspiration du compresseur,

cylindrée équivalente du compresseur.

■ Relation de compatibilité :

(50)

Cette relation permet d’écrire le rapport réel entre la masse volu-mique de l’air admis dans le moteur ρ i et la masse volumique del’air à l’aspiration du compresseur ρa soit :

(51)

En posant , cylindrée apparente du compresseur ramenée

à la cylindrée du moteur, la relation de compatibilité s’écrit :

(52)

3.1.2 Suralimentation sans refroidisseur d’air

Les conditions de refoulement compresseur et d’admissionmoteur sont quasiment identiques : pr = p i , Tr = Ti , ρr = ρ i(figure 11a ). On a donc :

(53)

La définition du rendement adiabatique de compression (43)permet d’exprimer Tr /Ta en fonction de pr/pa :

d’où (54)

soit en reportant l’expression de Tr/Ta dans la relation (53) :

d’où (55)

La résolution par itérations successives de cette relation permetde déterminer le rapport de pression réel de suralimentation à partirdes caractéristiques de fonctionnement du compresseur et dumoteur, des cylindrées et du rapport d’entraînement. Le rapport depression réel étant connu, il est alors possible de déterminerl’ensemble des paramètres de la suralimentation.

3.1.3 Suralimentation avec refroidisseur d’air

Les conditions de sortie compresseur et les conditions d’admis-sion moteur sont définies par les relations suivantes (figure 11b ) :

avec et efficacité thermique du refroidisseur,

et donc

(56)

soit en reportant l’expression de Tr /Ta définie à partir du rendementadiabatique (54) dans la relation (56) :

d’où (57)

V*c

V*c a k Vc=

qm ηv ρa V*c=

V*c

ηv ρa V*c kb ρi Vm=

ρi

ρa-------

ηv

kb--------

V*cVm----------⋅=

λV*cVm----------=

ρi

ρa-------

ηv

kb-------- λ=

ρi

ρa-------

ρr

ρa-------

pr

pa--------

Tr

Ta--------

------------ηv

kb-------- λ= = =

ηad

� pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1–

Tr

Ta-------- 1–

------------------------------------=

Tr

Ta-------- 1 1

ηad----------- ��

pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1– �+=

ηv

kb-------- λ

pr

pa--------

1 1ηad----------- ��

pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1– �+

---------------------------------------------------------------=

pr

pa--------

ηv

ηad kb------------------ λ ��

pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1 ηad+– �=

pi

pr------- ηp et

Ti

Tr------- 1 et �1

Ta

Tr-------�––==

ρi

ρa-------

ρi

ρr-------

ρr

ρa-------

pi

pr-------

pr

pa--------

Ti

Tr-------

Tr

Ta--------

-------------------= =

ρi

ρa-------

ηppr

pa--------

1 e t–( )Tr

Ta-------- e t+

-------------------------------------------ηv

kb-------- λ= =

ηv

kb-------- λ

ηppr

pa--------

1 e t–( ) 1 1ηad----------- ��

pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1– �+

e t+

--------------------------------------------------------------------------------------------------------=

pr

pa--------

ηv

ηad ηp kb------------------------ λ � 1 e t–( ) � pr

pa--------�

γ 1–γ

--------------1 ηad e t+ +– �=



Comme dans le cas précédent, la résolution par itération de cetterelation permet de déterminer le rapport réel de pression entre l’aspi-ration et le refoulement compresseur à partir des caractéristiquesde fonctionnement du compresseur, de l’échangeur et du moteur,des cylindrées et du rapport d’entraînement. Le rapport réel de pres-sion étant connu, il est alors possible de déterminer l’ensemble desparamètres de la suralimentation.

3.2 Exemples d’adaptation réelle compresseur-moteur

Pour les exemples de calcul ci-après, les données communessuivantes sont retenues : (0)

Le tableau 4 récapitule les principaux résultats obtenus dans lesquatre cas étudiés : compresseur à lobes et compresseur à palettes,avec ou sans refroidisseur, pour le même débit-masse et donc lemême niveau de suralimentation.

■ Cas du compresseur à lobes

Un compresseur à lobes est caractérisé par un rendement volumé-trique faible (jeux entre lobes, et entre rotor et stator) et un bon rende-ment mécanique (un contact d’engrenage, pas de frottementsinternes). Le rendement adiabatique est voisin du rendement adia-batique théorique (ηad th = 0,86 pour pr/pa = 1,5 ; tableau 2).

La résolution par récurrence de la relation (55) donne le rapportde pression : pr/pa = 1,455.

À ce stade du calcul, on peut redéfinir les valeurs numériquesdes paramètres caractéristiques et calculer une valeur plus précisedu rapport de pression (calcul par itérations successives).

L’adjonction d’un refroidisseur d’air de suralimentation ne modifiepas le débit-masse d’air compresseur (et moteur), mais permet deréduire la température d’admission moteur et de diminuer le travailconsommé par le compresseur. La contrepartie en est l’encombre-ment du refroidisseur, son coût et la complication du circuitd’admission.

■ Cas du compresseur à palettes

Par rapport au compresseur à lobes, le compresseur à palettes àcompression interne présente :

— un rendement volumétrique élevé dû uniquement aux pertesde charge à l’aspiration (fuites internes très faibles) ;

— un rendement mécanique plus faible à cause des frottementsdes palettes ;

— un rendement adiabatique meilleur grâce à la compressioninterne mais pénalisé par la chaleur dégagée par les frottementsinternes.

On notera que, pour un même niveau de suralimentation, l’intérêténergétique du compresseur à palettes par rapport au compresseurà lobes est relativement limité. Le gain potentiel réside dans la plusfaible cylindrée apparente qui conduit à un compresseur moinsvolumineux. (0)

— moteur 4 temps, 2 L Vm = 2 × 10–3 m3

— coefficient de balayage moteur kb = 1,0— rendement manométrique filtre à air ηf = 0,95— conditions ambiantes ISO : po = 0,99 × 105 Pa

To = 298 K (25 oC)ρo = 1,157 kg/m3

Tableau 4 – Comparaison de différents systèmes de suralimentation volumétrique

(conditions ISO à l’aspiration, )

CaractéristiquesCompresseur à lobes Compresseur à palettes

sans refroidisseur avec refroidisseur sans refroidisseur avec refroidisseur

3 × 10–3 3 × 10–3 3 × 10–3 2,684 × 10–3 2,684 × 10–3

ηv 0,85 0,85 0,95 0,95 0,95ηad 0,80 0,80 0,90 0,90 0,90ηm 0,98 0,98 0,90 0,90 0,90e t – 0,75 – – 0,75ηp – 0,95 – – 0,95

pr /pa 1,455 (55) 1,383 (57) 1,677 (55) 1,426 (55) 1,378 (57)Tr /Ta (54) 1,142 1,121 1,177 1,119 1,107Ti /Tr – 0,919 – – 0,928ρr /ρa 1,275 (53) 1,234 1,425 (53) 1,275 (53) 1,245ρ i /ρa – 1,275 (56) – – 1,275 (56)

pa (105 Pa) 0,941 0,941 0,941 0,941 0,941Ta (K) 298 (25 oC) 298 (25 oC) 298 (25 oC) 298 (25 oC) 298 (25 oC)ρa (kg/m3) 1,099 1,099 1,099 1,099 1,099pr (105 Pa) 1,369 1,301 1,577 1,341 1,296Tr (K) 340 (67 oC) 334 (61 oC) 351 (78 oC) 333 (60 oC) 330 (57 oC)ρr (kg/m3) 1,401 1,356 1,566 1,401 1,368pi (105 Pa) 1,369 1,235 1,577 1,341 1,231Ti (K) 340 (67 oC) 307 (34 oC) 351 (78 oC) 333 (60 oC) 306 (33 oC)ρi (kg/m3) 1,401 1,401 1,566 1,401 1,401

qm (49) (g/cycle moteur) 2,802 2,802 3,132 2,802 2,802Wc (46) (J/cycle moteur) 121,2 103,8 184,4 110,6 99,4

�f

0,95=

V*c m3( )



Récapitulons les points de comparaison :— sur le plan thermodynamique et énergétique il y a peu de diffé-

rence entre l’utilisation d’un compresseur à lobes et l’utilisation d’uncompresseur à palettes ;

— pour une même suralimentation, le compresseur à palettesprésente une cylindrée apparente plus faible du fait de son meilleurrendement volumétrique ;

— l’utilisation d’un refroidisseur d’air de suralimentation apporteun gain énergétique appréciable mais aux prix d’un encombrementsupplémentaire et d’une complication du circuit d’admission.

4. Aspects technologiques des compresseurs volumétriques

4.1 Compresseur à lobes

■ Compresseur Roots

Le compresseur à lobes le plus largement connu est le compres-seur Roots. Il est composé de deux lobes à deux dents à profilsconjugués tournant dans un carter (figure 12) dont la section est for-mée par deux portions de cercle. Les deux lobes sont entraînés enrotation par un engrenage placé à l’extérieur de la chambre ducompresseur qui assure en même temps la synchronisation. Le grais-sage des pignons est réalisé soit par un niveau d’huile, soit par unecirculation à partir du graissage moteur. L’entraînement et lasynchronisation des lobes par un engrenage permet de supprimertout contact entre les lobes et entre ceux-ci et le carter, et donc toutelubrification interne.

De part sa conception, ce type de compresseur ne présente pasde possibilité de variation interne du volume d’air transvasé. Il estdonc sans compression interne.

Le compresseur présente un rendement mécanique très élevé (lespertes mécaniques sont limitées aux pertes dans les roulements depaliers et dans l’engrènement des pignons d’entraînement) et unepossibilité de fonctionnement à haut régime.

Par contre, les jeux entre les lobes et entre ceux-ci et le carter (jeuxradial et axial) sont à l’origine de fuites internes importantes. Lesfuites étant proportionnelles au temps alors que le débit théoriqueest proportionnel au régime de rotation, le rendement volumétriquedu compresseur Roots est de ce fait relativement faible surtout àbas régime et à rapport de pression élevé.

À titre d’exemple, les caractéristiques courantes sont lessuivantes :

— régime de rotation : 10 000 tr/min et plus, suivant lesdimensions ;

— rapport de pression : possible jusqu’à 1,7 ou 1,8 mais à limitervers 1,5-1,6 pour conserver des performances acceptables ;

— rendement volumétrique : 0,75 à 0,85 suivant le régime, lapression et la qualité de construction ;

— rendement adiabatique : de l’ordre du rendement adiabatiquethéorique ;

— rendement mécanique : 0,95 à 0,98 suivant la qualité de laréalisation.

La difficulté technologique majeure pour la réalisation d’uncompresseur Roots performant réside dans l’obtention de jeuxfaibles (0,1 à 0,2 mm) dans toute la plage de température defonctionnement. Les derniers développements [5] utilisent pour laréalisation des lobes et du carter des matériaux composites en fibresde verre et de carbone avec matrice en résine époxyde. Ces maté-riaux présentent un faible coefficient de dilatation, ce qui assure unebonne stabilité dimensionnelle en température ainsi qu’une massevolumique réduite par rapport aux matériaux métalliques ; celapermet de réduire le poids du compresseur ainsi que l’inertie en rota-tion des lobes (intérêt en fonctionnement à régime élevé et variable).

■ Variante du compresseur Roots

Du fait de son nombre de dents réduit, le compresseur Rootsproduit un débit très fortement pulsé générateur de bruit. Pouratténuer ce défaut, il est proposé des compresseurs à lobes à troisdents à génératrice hélicoïdale (figure 13). Les bruits aérodyna-miques sont réduits par une adaptation optimale des orifices d’aspi-ration et de refoulement mais le rapport cylindrée/encombrementest plus faible.

■ Compresseurs à lobes à rotor intérieur

Ces compresseurs, appelés également à piston rotatif, sontréalisés par deux rotors conjugués dont l’un tourne à l’intérieur del’autre, le rotor intérieur ayant une dent de moins que le rotor exté-rieur (figure 14). Comme dans le cas du compresseur Roots,l’entraînement et la synchronisation des rotors sont obtenus par unengrenage associé aux rotors et extérieur à la chambre decompression. L’engrenage est à denture intérieure et le rapport desnombres de dents pignon/couronne est identique au rapport desnombres de dents rotor intérieur/rotor extérieur.

Du fait du mouvement de la dent du rotor intérieur dans le creuxdu rotor extérieur, il est possible de réaliser avec ce type decompresseur une compression interne dont le rapport est fonctionde la position de l’ouverture de l’orifice de refoulement par rapportà la rotation des lobes.

Figure 12 – Compresseur Roots : coupes schématiques [4]

Figure 13 – Compresseur Eaton : coupe schématique [7]



4.2 Compresseur à vis

Le compresseur à vis, réalisé suivant le principe du compresseurLysholm, est composé de deux vis hélicoïdales à plusieurs filets, àprofils conjugués, un profil mâle et une femelle, tournant dans uncarter fixe (figure 15). Comme pour les compresseurs à lobes, unengrenage extérieur, au rapport approprié, assure l’entraînementet la synchronisation des deux vis.

Dans ce type de compresseur, l’écoulement de l’air est axial.L’orifice d’admission est situé sur la face avant du compresseur etl’orifice de refoulement est disposé à l’opposé généralement sur laface latérale. L’air contenu dans chaque canal constitué par les creuxdes vis et le carter est isolé de l’aspiration par le point d’engrènementdes deux vis et est repoussé vers le refoulement par la progressionaxiale du point d’engrènement lors de la rotation. La position de lalumière de refoulement définit le rapport de compression interne ducompresseur. Globalement, le compresseur à vis présente desperformances semblables au compresseur à lobes des points de vuevitesse de rotation, rendement volumétrique et mécanique. Ilpermet, par contre, une compression interne et réalise une meilleurecontinuité de l’écoulement de l’air. Il est, de plus, d’une réalisationplus complexe du fait de la forme des profils des vis et présente unplus faible rapport cylindrée/encombrement et une plus grandeinertie en rotation. Ce compresseur est plus généralement utilisédans des applications industrielles.

4.3 Compresseur à palettes

Le compresseur à palettes est composé d’un stator cylindriquedans lequel tourne un rotor excentré muni de palettes sensiblementradiales maintenues en contact avec le stator. Différentes techno-logies sont utilisables pour assurer le mouvement des palettes maisles compresseurs à palettes à coulissement radial type Zoller(figure 3) sont, du fait de leurs frottements très élevés, de plus enplus abandonnés au profit des compresseurs à palettes articulées(figure 16).

Ce type de compresseur peut être réalisé sans ou aveccompression interne selon la position de l’ouverture du refoulement.La compression interne n’est réalisable que si au moins deux palettessont en même temps dans le secteur isolé compris entre l’aspirationet le refoulement.

Le compresseur à palettes est caractérisé par une très grande étan-chéité du fait du contact radial des palettes dans le stator. Les fuitesapparaissent seulement sur les faces latérales du compresseur. Parcontre, les frottements entraînent des pertes mécaniques élevées etréduisent le rendement adiabatique par échauffement interne. Ilslimitent également le régime de rotation. Une lubrification de l’airpar brouillard d’huile est généralement nécessaire.

À titre d’exemple, les caractéristiques courantes sont lessuivantes :

— régime de rotation : 5 000 à 6 000 tr/min suivant dimensions ;— rapport de pression : possible jusqu’à plus de 2 ;— rendement volumétrique : 0,90 à 0,95 dû essentiellement aux

pertes de charge aspiration et refoulement ;— rendement adiabatique : 0,85 à 0,90 suivant rapport de

pression ;— rendement mécanique : de l’ordre de 0,90.

Le régime de rotation du compresseur à palettes, plus faible quecelui du compresseur à lobes, est compensé par un rapportcylindrée/encombrement plus élevé.

Sur le plan technologique, la difficulté majeure réside dans la maî-trise du frottement des palettes dans le stator (frottement en bout)et dans le rotor (frottement latéral) sous l’effet de l’écart de pressionrégnant entre les deux chambres séparées par la palette et des dilata-tions dues aux variations de température en fonctionnement. Uncompromis doit être recherché entre le frottement (pertes mécani-ques) et l’étanchéité (pertes volumétriques).

Figure 14 – Compresseurs à lobes à rotor intérieur :coupes schématiques

Figure 15 – Compresseur à vis Bendix [10]



4.4 Compresseur à spirale

Ce nouveau type de compresseur est composé d’un carter fixedans lequel est usiné une ou plusieurs spirales et d’un rotor lui-mêmeen forme de spirale et animé d’un mouvement d’oscillation parrapport au carter (figure 17). Le déplacement du point de contactde la spirale mobile sur la spirale fixe assure le transfert de l’air del’aspiration, à l’extérieur, vers le refoulement, à l’intérieur. Le rapportde compression interne dépend de la forme de la spirale.

Les formes conjuguées des deux spirales et le contrôle dumouvement oscillant du rotor permettent à la fois de réduire lesfrottements (il y a roulement des deux surfaces l’une sur l’autre) etde limiter les fuites internes (variation très lente du jeu de part etd’autre du joint de contact).

Le compresseur à spirale présente des performances intermé-diaires entre le compresseur à lobes et le compresseur à palettes.À titre d’exemple, on retiendra les valeurs caractéristiquessuivantes :

— régime de rotation : 10 000 tr/min et plus ;— rapport de pression : suivant conception jusqu’à 1,5 et plus ;— rendement volumétrique : 0,85 à 0,95 ;— rendement adiabatique : 0,80 à 0,85 ;— rendement mécanique : 0,90 à 0,95.

Les principales difficultés technologiques résident dans laprécision d’usinage des spirales et dans le contrôle du mouvementdu rotor dans le stator pour conserver une bonne étanchéité danstoutes les conditions thermiques de fonctionnement.

4.5 Compresseur alternatif

Le compresseur alternatif indépendant, très encombrant et defaible rendement, n’est actuellement plus utilisé pour la suralimenta-tion des moteurs. Par contre, le principe est utilisé pour réaliser lebalayage des petits moteurs deux temps (balayage par carter-pompe) et dans le principe du moteur quatre temps à suralimentationintégrée (figure 18). Un tel dispositif permet par cloisonnement ducarter moteur d’utiliser le mouvement du piston dans le bloc inférieurpour comprimer l’air à chaque tour moteur. Une distribution parclapets automatiques permet une adaptation automatique durapport de pression.

Un tel dispositif modifie très peu l’encombrement du moteur etne nécessite pas d’entraînement. Les pertes mécaniques propressont nulles puisque déjà comptées dans le bilan du moteur (pressionmoyenne de frottement). La principale difficulté réside dans l’obten-tion d’un faible volume mort nécessaire pour réaliser un rapport depression élevé et dans l’intégration au moteur, le dispositif devantêtre étudié en même temps que le moteur.

Figure 16 – Compresseur à palettes Bendix : coupes schématiques [11]

Figure 17 – Compresseur à spirale Volkswagen :schémas de principe [13]

Figure 18 – Compresseur alternatif intégré MM :schéma de principe [14]



Références bibliographiques

[1] TAYLOR (C.F.). – The internal combustionengine in theory and practice (Théorie etpratique du moteur à combustion interne).The MIT Press-Cambridge-Massachusetts –Volume 1, Chap. 10.

[2] KLING (R.). – Thermodynamique générale etapplications. Éd. Technip, Paris.

[3] UTHOFF (L.H.). – Supercharger versus turbo-charger in vehicle applications (Suralimenta-tion volumétrique et turbosuralimentationdans les applicat ions véhicules) . SAEno 870704.

[4] KIYOTA (Y.). – Development of superchargedV 6 engine (Développement d’un moteur V 6 àsuralimentation volumétrique). JSAE Reviewvol. 10, no 1, janv. 1989.

[5] CAUSSIN (J.L.). – Compresseur volumétriqueRoots à rapport d’entraînement variableréalisé en matériaux composites. SAEno 870732.

[6] LAMPREDI (A.). – Suralimentation volumé-trique. Ingénieurs de l’Automobile, Revue dela SIA no 82-4.

[7] UTHOFF (L.H.). – Development of the Eatonsupercharger (Développement du compres-seur volumétrique Eaton). SAE no 870355.

[8] Compresseur Ro KKK Information, Aktienge-sellschaft Kühnle, Kopp et Kaush (doc.constructeur).

[9] AYROLES (P.). – Pierburg aborde le compres-seur. L’argus de l’automobile, 17 sept. 1987.

[10] CARRE (J.). – The screw type supercharger forengine boosting (Le compresseur à vis pour lasuralimentation des moteurs). SAE no 870705.

[11] MEYER (Y.). – Quelques aspects de la surali-mentation volumétrique. Ingénieurs de l’Auto-mobile, Revue de la SIA no 82-4.

[12] WIEDMANN (B.). – Development of Volkswa-gen’s supercharger G. Lader (Développementdu compresseur G. Lader de Volkswagen).SAE no 860101.

[13] EMMENTHAL (K.D.). – The supercharged1.3 1 engine of the Volkswagen Polo coupeG-40 Record car (Le Moteur 1.3 1 à suralimen-tation volumétrique de la voiture VolkswagenPolo coupé G-40 Record). SAE no 870702.

[14] BESSON (B.). – Procédé de suralimentationvolumétrique intégrée pour moteur d’auto-mobile. SAE no 870703.

[15] BESSON (B.). – Suralimentation volumétriqueintégrée pour moteur de petite cylindrée.Ingénieurs de l’Automobile, revue de la SIA,nov.-déc. 1985.


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